/
Author: Схиртладзе А.Г. Иванов В.И. Кареев В.Н.
Tags: характеристика машин по способу привода общее машиностроение машиноведение инженерия машиностроение гидравлические расчеты пневматика издательство высшая школа
ISBN: 5-06-004452-1
Year: 2006
Text
А.Г. Схиртладзе
В.И. Иванов
В.Н. Кареев
Гидравлические
и пневматические
системы
А.Г. Схиртладзе
В.И. Иванов
В.Н. Кареев
Гидравлические
и пневматические
системы
Под редакцией
члена-корреспондента РАН
Ю.М. Соломенцева
Допущено
Министерством образования
Российской Федерации в качестве учебника
для студентов образовательных учреждений
среднего профессионального образования,
обучающихся по специальностям технического
профиля
Москва
«Высшая школа»
2006
УДК 62-8
ББК 34.447
С 92
Рецензенты: кафедра «Металлообрабатывающие станки и ком-
плексы» Пензенского государственного университета (зав. кафедрой д-р
техн, наук, проф. В.О. Трилисский), канд. техн, наук, доцент В.Ю. Новиков
(преподаватель Московского технического колледжа им. дважды героя Со-
ветского Союза И.Ф. Павлова)
Схиртладзе, А.Г.
С 92 Гидравлические и пневматические системы: Учеб, для
сред. проф. учеб. заведений/А.Г. Схиртладзе, В.И. Иванов,
В.Н. Кареев; Под ред. Ю.М. Соломенцева. — М.: Высш, шк.,
2006. — 534 с.: ил.
ISBN 5-06-004452-1
Рассмотрены основы функционирования гидравлических и пневмати-
ческих систем: гидростатика и гидродинамика; законы идеальных газов, тер-
модинамики. Приведены гидравлические, пневматические и комбиниро-
ванные приводы, их структура, составные элементы, рабочие тела и масла,
типы приводов, виды управления в машиностроительном производстве;
даны системы смазки, основы расчета гидро- и пневмосистем.
Для студентов машиностроительных специальностей средних профессио-
нальных учебных заведений. Может быть полезен инженерно-техническим ра-
ботникам.
УДК 62-8
ББК 34.447
ISBN 5-06-004452-1
© ФГУП «Издательство «Высшая школа», 2006
Оригинал-макет данного издания является собственностью издательства
«Высшая школа», и его репродуцирование (воспроизведение) любым способом без
согласия издательства запрещается.
ВВЕДЕНИЕ
Научно-технический прогресс, бурно проявивший себя в XX
столетии, продолжается и в начале третьего тысячелетия. Это по-
нятно, ведь постоянное производство новых машин, приборов,
космической техники требует и новых технических решений в реа-
лизации задумок человека, а их претворение в жизнь, в свою оче-
редь, способствует развитию науки и техники.
Большое место в научно-техническом прогрессе отводится ма-
шиностроению как ведущей отрасли экономики. Жесткие требо-
вания к точности изготовления при высокой производительности
обрабатывающего и сборочного оборудования требуют совершен-
ствования технологического оборудования, занятого в производ-
стве. Особая роль при этом отводится созданию автоматического
или автоматизированного технологического оборудования, осво-
бождающего человека от прямого участия в производственном
процессе.
Одним из путей совершенствования технологических машин,
к которым относятся металлорежущие станки, промышленные
роботы й манипуляторы, прессы, автоматические линии, является
проектирование и создание высокомощных малогабаритных при-
водов, обеспечивающих высокие требования по точности, надеж-
ности и долговечности и позволяющих легко решать задачи авто-
матизации процесса производства изделий.
Для решения таких задач широко используются гидравличе-
ские и пневматические приводы, во многом отвечающие постав-
ленным задачам по обеспечению точности, надежности и сроку
службы.
Проектирование, изготовление и эксплуатация таких приво-
дов требуют глубоких знаний в области гидравлических и пневма-
тических систем. Настоящий учебник призван помочь обучаю-
щимся освоить основы работы гидравлических и пневматических
Приводов, изучить их особенности и возможности применения
для автоматизации технологического оборудования разнообраз-
ного назначения.
Действие гидравлических и пневматических приводов основа-
но на использовании законов равновесия и движения жидкостей и
газов, которые явились результатом труда многих выдающихся
ученых.
з
История развития науки, связанной с изучением закономер-
ностей движения жидкости, ведется с древних лет, когда еще Ар-
химед в 250 г. до нашей эры написал трактат «О плавающих телах»,
в котором были фактически изложены основы теории плавания
тел.
Существенное развитие наука о движении жидкостей и газов
получила с XVI в. нашей эры, когда появились труды многих вы-
дающихся ученых. Так, Леонардо да Винчи (1452—1519) изучал ха-
рактер движения воды в реках и каналах, занимался вопросами те-
чения жидкости через отверстия. Французский ученый Блез Пас-
каль (1623—1662) является автором основного закона гидростати-
ки. Швейцарец Даниил Бернулли (1700—1782), выходец из
известной семьи математиков Бернулли, установил законы движу-
щейся жидкости. Открытый Михаилом Васильевичем Ломоносо-
вым (1711—1765) закон сохранения массы и энергии позволил вы-
яснить физическую сущность уравнения Д. Бернулли. Разносто-
ронний ученый (математик, механик, физик, астроном) швейца-
рец Леонард Эйлер (1707—1783), долгое время проработавший в
России, в виде дифференциальных уравнений описал движение
идеальной жидкости. Английский физик и инженер Осборн Рей-
нольдс (1842—1912) написал труды в области теории динамиче-
ского подобия, течения вязкой жидкости и турбулентности, уста-
новил критерий режимов течения жидкости. Русский ученый Ни-
колай Павлович Петров (1836—1920) создал основы гидродинами-
ческой теории смазки. Николай Егорович Жуковский (1847—
1921), «отец» русской авиации, является не только основополож-
ником аэродинамики, но и автором трудов в области гидравлики и
гидродинамики. И в наше время над указанными проблемами ра-
ботают большое число отечественных и зарубежных ученых, кото-
рые вносят свой достойный вклад в дело Познания мира.
Науку, изучающую законы движения жидкостей и вопросы их
применения на практике, относят к прикладным наукам и называ-
ют обычно гидравликой. Но можно встретить и такие названия,
как механика жидких сред, гидромеханика и т. п.
На базе этой прикладной науки возникли учебные дисципли-
ны, обучающие основам гидравлики и применения ее законов для
решения практических задач в различных научно-технических об-
ластях. В настоящее время издано много учебников, учебных по-
собий и монографий в этой области знаний, среди которых можно
назвать следующие издания; «Основы гидравлики» (Избаш С.В.,
1952), «Гидравлические следящие приводы для автоматизации
станков (Лещенко В.А., 1962), «Гидравлический привод металло-
4
режущих станков» (Ермаков В.В., 1962), «Гидравлика и гидравли-
ческие машины» (Угинчус А.А., 1966), «Основы гидро- и пневмо-
приводов» (Чупраков Ю.И., 1966), «Машиностроительная гидрав-
лика» (БаштаТ.М., 1971), «Лекции по анализу нелинейных гидро-
пневматических систем и аппаратов» (Трифонов О.Н., 1971),
«Основы гидроавтоматики» (Темный В.П., 1972), «Гидропривод и
гидропневмоавтоматика» (БаштаТ.М., 1972), «Расчет пневмопри-
водов» (Герц Е.В., Крейнин Г.В., 1975), «Основы пневмоавтомати-
ки» (Дмитриев В.Н., Градецкий В.Г., 1975), «Динамика и регули-
рование гидро- и пневмосистем» (Попов Д.Н., 1977), «Машино-
строительный гидропривод» (под редакцией Прокофьева В.Н.,
1978), «Основы гидравлики и гидропривод» (Столбов Л.С., 1988),
«Приводы автоматизированного оборудования» (Трифонов О.Н.
И др., 1991), «Курсовое и дипломное проектирование по гидропри-
воду самоходных машин» (Каверзин С.В., 1997), «Гидравлика,
гидравлические машины и гидроприводы ракетных двигателей»
(Орлов Ю.М., 2001).
Среди множества ученых, занимавшихся вопросами примене-
ния гидравлики для решения сложных технических задач автома-
тизаций машин, можно назвать и таких авторов книг, как Абрамов
Е.И., Бирюков Б.Н., Брон Л.С., Гамынин Н.С., Кондаков
Л.А., Коробочкин Б.Л., Некрасов Б.Б., Руднев С.С., ТартакоВ-
скийЖ.Э. и др.
Благодаря своим замечательным особенностям (среди них вы-
сокая энергоемкость гидропривода — способность развивать боль-
шие мощности при малых габаритах и массах, простота регулиро-
вания скорости двигателей, долговечность, надежность и др.) гид-
равлические и пневматические приводы нашли широкое приме-
йение в самых различных машинах: от сельскохозяйственных до
космических. Гидропневмоприводами оснащаются и тракторная
техника, и автомобильный транспорт, и космические аппараты.
Также широко используются эти приводы в металлорежущих
станках, промышленных роботах и манипуляторах, различного
назначения прессах, автоматических линиях, технологической ос-
настке и т. п.
Широта применения гидравлических и пневматических при-
водов и устройств требует от конструкторов, производственников
и обслуживающего персонала хороших знаний основ гидравлики
и пневматики и навыков в решении задач их внедрения для авто-
матизации труда человека или замены в целом.
5
Задачами настоящего учебника являются помощь в подготовке
квалифицированных специалистов среднего технического звена
для работы с гидравлическими и пневматическими системами, их
обучение основам создания гидропневмоприводов и систем гид-
ропневмоавтоматики, а также получение ими знаний в области
монтажа, настройки и эксплуатации таких систем.
Глава 1 написана Кареевым В.Н., главы 2,3 — Ивановым В.И.,
главы 4, 5, 6 — Схиртладзе А. Г.
Глава 1
ФИЗИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ФУНКЦИОНИРОВАНИЯ
1.1. Рабочие жидкости гидроприводов
1.1.1. Жидкости. Гипотеза сплошности.
Плотность жидкости
Жидкости. Все вещества в природе имеют молекулярное строе-
ние. По характеру молекулярных движений, а также по численным
значениям межмолекулярных сил жидкости занимают промежу-
точное положение между газами и твердыми телами. Свойства
жидкостей при высоких температурах и низких давлениях ближе к
свойствам газов, а при низких температурах и высоких давлени-
ях — к свойствам твердых тел.
В газах расстояния между молекулами больше, а межмолеку-
лярные силы меньше, чем в жидкостях и твердых телах, поэтому
газы отличаются от жидкостей и твердых тел большей сжимаемо-
стью. По сравнению с газами жидкости и твердые тела малосжи-
маемы.
Молекулы жидкости, находящиеся в непрерывном хаотиче-
ском тепловом движении, отличаются от хаотического теплового
движения газов и твердых тел: в жидкостях это движение осущест-
вляется в виде колебаний (1013 колебаний в секунду) относительно
мгновенных центров и скачкообразных переходов от одного центра
к другому. Тепловое движение молекул твердых тел — колебания
относительно стабильных центров. Тепловое движение молекул
газа — непрерывные скачкообразные перемены мест.
Диффузия молекул жидкостей и газов обусловливает их общее
свойство — текучесть. Поэтому термин «жидкость» применяют
для обозначения и собственно жидкости (несжимаемая или весьма
мало сжимаемая, капельная жидкость) и газа (сжимаемая жид-
кость).
Гипотеза сплошности. Жидкость рассматривается как дефор-
мируемая система материальных частиц, непрерывно заполняю-
щих пространство, в котором она движется.
Жидкая частица представляет собой бесконечно малый объем,
в котором находится достаточно много молекул жидкости. Напри-
7
мер, если рассмотреть кубик воды со сторонами размером 0,001 см,
то в объеме будет находиться 3,3 1013 молекул. Частица жидкости
полагается достаточно малой по сравнению с размерами области,
занятой движущейся жидкостью.
При таком предположении жидкость в целом рассматривается
как континуум — сплошная среда, непрерывно заполняющая про-
странство, т. е. принимается, что в жидкости нет пустот или разры-
вов, все характеристики жидкости являются непрерывными функ-
циями, имеющими непрерывные частные производные по всем
своим аргументам. Сплошная среда представляет собой модель,
которая успешно используется при исследовании закономерно-
стей покоя и движения жидкости.
Правомерность применения модели жидкости — сплошная
среда подтверждена всей практикой гидравлики.
Плотность жидкости. Плотность р характеризует распределе-
ние массы Мжидкости по объему W. В произвольной точке А жид-
кости плотность
.. ДМ
р . = игл--------,
Л д>г-»о дц/
(1.1)
где ДМ— масса, заключенная в объеме ДИ/ стягиваемом в точку А.
Плотность однородной жидкости равна отношению массы М
жидкости к ее объему W\
р = M/W. (1.2)
Плотность р во всех точках однородной жидкости одинакова.
В общем случае плотность р может изменяться отточки к точке
в объеме, занятом жидкостью, и в каждой точке объема с течением
времени.
Единица плотности (плотности массы) в системе СИ принята
кг/м3.
Удельный вес у однородной жидкости определяется как отно-
шение веса G жидкости к ее объему W.
y=G/W.
Учитывая, что G = Mg, получим зависимость, используемую в
расчетах:
Y = P£.
В системе СИ единица удельного веса принята Н/м3.
8
Отметим, что значение ускорения свободного падения g изме-
няется от 9,831 м/с2 (на полюсе) до 9,781 м/с2 (на экваторе).
Плотность жидкостей и газов зависит от температуры и давле-
ния. Все жидкости, кроме воды, характеризуются уменьшением
плотности с ростом температуры. Плотность воды максимальна
при t = 4 °C и уменьшается как с уменьшением, так и увеличением
температуры от этого значения. В этом проявляется одно из ано-
мальных свойств воды. В табл. 1.1 приведены значения плотности
воды при нормальном атмосферном давлении и различных темпе-
ратурах.
Таблица 1.1
t, "С 0 2 4 6 8
р, кг/м! 999,87 999,97 1000 999,97 999,88
t, ”С 10 20 30 40 60
р, кг/см1 999,7 998,2 995,7 992,2 983,2
Плотность морской воды при t = О °C равна 1020... 1030, нефти
и нефтепродуктов 650...900, чистой ртути 13 596 кг/м3.
При изменении давления плотность жидкостей изменяется не-
значительно. Для условий работы гидротехнических сооружений
плотность воды можно считать постоянной — 1000 кг/м3. Сравни-
те: плотность воздуха при t = 0 °C и атмосферном давлении равна
1,29 кг/м3.
Температура, при которой плотность воды максимальная, с
увеличением давления уменьшается. Так, при давлении 14 МПа
вода имеет максимальную плотность при 0,6 °C.
1.1.2. Свойства жидкости
Сжимаемость — свойство жидкостей изменять объем при из-
менении давления. Характеризуется коэффициентом объемного
сжатия (сжимаемости) (Па-1), представляющим относитель-
ное изменение объема жидкости W(м3) при изменении давления р
(Па) на единицу:
W dp
(1.3)
Знак минус в формуле указывает, что при увеличении давле-
ния объем жидкости уменьшается.
9
Учитывая, что при неизменной массе
— dW/W = dp/p, (1-4)
имеем
Коэффициент объемного сжатия распределяет также относи-
тельное изменение плотности жидкости при изменении давления
на единицу.
Таблица 1.2
t, °C 0 10 20 30
Е„, МПа 1950 2030 2110 2150
Величина, обратная коэффициенту объемного сжатия, — мо-
дуль упругости жидкости (Па):
Д)= 1/Ри^
или из (1.5)
EQ = pdp/dp. (1-6)
Отсюда
dp/p = dp/ Eq. (1.7)
Соотношение (1.6) представляет собой закон Гука для жидко-
стей. Модуль упругости Ео зависит от температуры и давления, по-
этому жидкости не точно следуют закону Гука. В табл. 1.2 даны
значения Ео для воды при различной температуре.
Модуль упругости минеральных масел, используемых в меха-
низмах с гидравлическим приводом, при t = 20 °C составляет
(1,35...1,75) • 103 МПа (меньшее значение относится к более легко-
му маслу); бензина и керосина — приблизительно 1,3 • 103 МПа;
глицерина 4,4 • 103 МПа; ртути — в среднем 3,2 103 МПа. Глини-
стые растворы, применяемые при бурении, имеют модуль упруго-
сти Eq - 2,5 • 103 МПа.
Сжимаемость воды весьма незначительна. При увеличении
давления на 9,81 МПа объем воды уменьшается на 1/20 000 перво-
начального объема. В то же время сжимаемость воды примерно в
100 раз больше сжимаемости стали.
ю
В практике эксплуатации гидравлических систем имеются слу-
чаи, когда вследствие действия того или иного возмущения (на-
пример, резкого закрытия или открытия запорного устройства в
трубопроводе) в жидкости значительно изменялось давление. В
таких случаях пренебрежение сжимаемостью приводит к сущест-
венным погрешностям.
Таблица 1.3
t, °C 1...10 1...20 40...50 60...70 90... 100
0,000014 0,00015 0,000422 0,000556 0,000719
Поскольку в безграничной однородной жидкости или в объе-
ме, ограниченном абсолютно жесткими стенками, скорость рас-
пространения звука
c = -Jeo/p, (1.8)
а по (1.6) dp = pdp/EQ, то
dp — dp/c. (1.9)
Если допустить, что жидкость несжимаемая (dp = 0), то с = оо.
При достаточно большом объеме жидкости или достаточно быст-
ром изменении давления использования в расчетах с =<х> приво-
дит к ошибкам.
Температурное расширение — свойство жидкостей изменять
объем при изменении температуры. Характеризуется температур-
ным коэффициентом объемного расширения, представляющим отно-
сительное изменение объема жидкости при изменении температу-
ры на единицу (на 1 °C) и при постоянном давлении:
В - 1 (L1°)
Pz W dt
Для большинства жидкостей коэффициент р, с увеличением
давления уменьшается. Для воды с увеличением давления при
температуре до 50 °C р, растет, а при температуре выше 50 °C
уменьшается.
В табл. 1.3 приведены значения р,для воды при нормальном ат-
мосферном давлении и различных температурах.
В табл. 1.4 приведены значения р, для некоторых жидкостей
при 20 °C и нормальном атмосферном давлении.
и
Таблица 1.4
Жидкость ₽„ l/C Жидкость ₽„ 1/°С
Вода 0,00015 Нефть 0,0006
Глицерин 0,0005 Ртуть 0,00018
Спирт 0,0011 Масло АМГ-10 0,0008
Коэффициент р, с уменьшением плотности нефтепродуктов от
920 до 700 кг/м3 увеличивается от 0,0006 до 0,0008; для рабочих
жидкостей гидросистем р, обычно принимают не зависящим от
температуры. Для этих жидкостей рост давления от атмосферного
до 60 МПа приводит к увеличению р, примерно на 10...20 %, причем
чем выше температура рабочей жидкости, тем выше увеличение pz.
Вязкость — свойство жидкости оказывать сопротивление от-
носительному сдвигу ее слоев. Вязкость проявляется в том, что при
относительном перемещении слоев жидкости на поверхностях их
соприкосновения возникают силы сопротивления сдвигу, назы-
ваемые силами внутреннего трения, или силами вязкости. Благода-
ря этим силам медленнее движущийся слой жидкости «тормозит»
соседний слой, движущийся быстрее, и наоборот. Силы внутрен-
него трения появляются вследствие наличия межмолекулярных
связей между движущимися слоями.
Силы внутреннего трения в жидкости впервые были обнаруже-
ны Ньютоном. Он установил пропорциональность между силой
внутреннего трения, площадью соприкосновения слоев и относи-
тельной скоростью перемещения слоев.
Дальнейшие исследования показали, что численное значение
касательного напряжения, возникающего вследствие действия
силы внутреннего трения, равно:
где коэффициент пропорциональности ц учитывает особенности
конкретных жидкостей и называется динамической вязкостью
жидкости1, dQ/dt — скорость деформации сдвига.
Слоистое прямолинейное движение жидкости в цилиндриче-
ской трубе круглого поперечного сечения показано на рис. 1.1.
Жидкость движется кольцевыми концентрическими цилиндриче-
скими слоями толщиной dn, скорость слоев уменьшается от оси к
стенкам трубы.
Разность скоростей в соседних слоях равна du. На поверхно-
стях соприкосновения слоев возникают силы внутреннего трения.
12
Рис. 1.1. Схема движения
жидкости
Рассмотрим элементарный объем жидкости, ограниченный
плоскостью ABCD (рис. 1.2). При слоистом движении вследствие
различия скоростей, с которыми перемещаются верхняя и нижняя
поверхности выделенного объема, произойдет деформация этой
фигуры в виде АВ'C'D, скорость сдвига которой
du л
_ dn
dt dt
так как
dQ = tg(dQ) = ^-,
dn
где du/dn — градиент скорости.
Tаким образом, при слоистом движении скорость деформации
сдвига равна градиенту скорости:
du _dQ
dn dt
Тогда согласно закону внутреннего трения, открытому Ньюто-
: ном, численное значение касательного напряжения
r = ±g^. <1П>
dn
Рис. 1.2. Элементарный объем жидкости
13
В зависимости от выбора направления отсчета расстояний по
нормали (от стенки рассматриваемой трубы или от ее оси) гради-
ент скорости может быть положительным (расстояние отсчитыва-
ется от стенки) или отрицательным (расстояние отсчитывается от
оси трубы). Знак в (1.11) принимается таким, чтобы касательное
напряжение было положительным.
Закон внутреннего трения (1.11) экспериментально подтвер-
жден и математически оформлен основоположником гидродина-
мической теории смазки Н.П. Петровым в 80-е годы XIX в.
Динамическая вязкость ц имеет размерность [ML~X 77-1]; она
зависит от температуры и давления. Для чистой воды зависимость
динамической вязкости от температуры, предложенная Пуа-
зейлем, имеет вид
ц = цо(1 + 0,0337/+ 0,000221Z2)"1, (1.12)
где t — температура, °C; ц0 — динамическая вязкость при t = 0 °C.
В табл. 1.5 приведены значения ц для воды при различных тем-
пературах.
Таблица 1.5
/, ”С 0 10 20 30
ц, 104 Па • с 17,92 13,04 10,10 8,00
Таблица 1.6
г, ”С v, 104 м2/с t, °C v, 104 м2/с
0 0,0179 18 0,0106
2 0,0167 20 0,0101
4 0,0157 25 0,0090
6 0,0147 30 0,0080
8 0,0139 35 0,0072
10 0,0131 40 0,0065
12 0,0124 45 0,0060
14 0,0118 50 0,0055
16 0,0112 60 0,0048
По имени французского ученого Ж.Л. Пуазейля единица вяз-
кости была названа «пуаз», 1 П = 1 г/с(см • с) в системе CGS. В
системе СИ единица динамической вязкости измеряется в Па • с,
1 Па • с = 10 П.
14
В гидравлических расчетах кроме динамической вязкости ши-
роко используется кинематическая вязкость, равная отношению
динамической вязкости ц к плотности р жидкости:
v = р/р- (113)
Название «кинематическая вязкость» отражает тот факт, что в
размерность v входят только кинематические (а не динамические)
величины.
В системе СИ единица кинематической вязкости измеряется в
м2/с; в системе CGS применяется также единица см2/с, названная
«стокс»; 1 м2/с = 104 Ст= 10б сСт.
В табл. 1.6 приведены значения кинематической вязкости пре-
сной воды при различных температурах.
Для минеральных масел изменение давления в пределах от ат-
мосферного до 40 МПа приводит к росту кинематической вязко-
сти в 2 раза при 80 °C и в 3 раза при 40 °C.
Влияние давления на вязкость воды проявляется в меньшей
степени. В табл. 1.7 приведены значения v для некоторых жидко-
стей (для нефтепродуктов — осредненные данные).
Вязкость жидкостей измеряют с помощью приборов — виско-
зиметров различных типов и конструкций.
Таблица 1.7
Жидкость t, ’С v, 10* мг/с Жидкость t, "С v, 104 м!/с
Воздух 0 0,133 Масло АМГ-10 50 0,1
100 0,245 Нефть:
Молоко цельное 20 0,0174 легкая 18 0,25
Патока 18 600 тяжелая 18 1,4
Керосин 15 0,027 Ртуть 15 0,0011
Мазут 18 20 Сталь жидкая 1550 0,0037
Глицерин безводный 20 11,89
Жидкости, для которых справедлив закон внутреннего трения
Ньютона (1.11), называются ньютоновскими. Существуют жидко-
сти (коллоидные суспензии, растворы полимеров, гидросмеси из
глины, мела, цемента, сапропелей, илов, бетонные гидросмеси,
строительные растворы, кормовые смеси в сельском хозяйстве и
т. п.), для которых связь между касательным напряжением т и ско-
ростью сдвиговой деформации du/dn выражается другими соотно-
15
Рис. 1.3. Зависимость между каса-
тельным напряжением и градиентом
скорости для ньютоновских (а) и
неньютоновских (б) жидкостей
шениями. Такие жидкости относятся к неньютоновским. Напри-
мер, если соотношение между т и du/dn имеет вид
т = т0 ± pdu/dn, (1-14)
то жидкости называются вязкопластичными и их движение начи-
нается лишь после того, как внешней силой будет преодолено на-
пряжение сдвига т0 (рис. 1.3). Таким образом, вязкопластичные
жидкости отличаются от ньютоновских наличием касательного
напряжения в состоянии покоя т0. Для других неньютоновских
жидкостей динамическая вязкость может зависеть от градиента
скорости, времени и т. д.
Растворение газов. Все жидкости в той или иной мере поглоща-
ют и растворяют газы. Согласно закону Генри — Дальтона при
давлениях до 30 МПа и постоянной температуре относительный
объем WJW.^ растворенного газа равен постоянной величине Ар,
называемой коэффициентом растворимости. Коэффициент рас-
творимости зависит от температуры.
Если процесс растворения происходит при давлении р2, то, пе-
ресчитав объем газа на некоторое эталонное давление рх (напри-
мер, на атмосферное), получим соотношение
^Р. (1Л5)
^жр2 р р. ’
где W* — объем жидкости при давлении р2 и температуре /;
Жг — объем растворенного газа, отнесенный к давлению рх и тем-
пературе t; — коэффициент растворимости данного газа в дан-
ной жидкости при температуре t.
При температуре 20 °C и атмосферном давлении в воде содер-
жится около 2 % (точнее 1,6 %) растворенного воздуха по объему
(Ар = 0,016). С увеличением температуры от 0 до 30 °C коэффици-
ент растворимости воздуха в воде уменьшается. Коэффициент
растворимости воздуха в маслах при температуре 20 °C равен при-
16
мерно 0,08—0,1. Кислород отличается более высокой растворимо-
стью, чем воздух, поэтому содержание кислорода в воздухе, рас-
творенном в жидкости, примерно на 50 % выше, чем в атмосфер-
ном. При уменьшении давления из жидкости выделяется объем
газа в соответствии с (1.15). Процесс выделения газа протекает ин-
тенсивнее, чем растворение.
Кипение — процесс перехода жидкости в газообразное состоя-
ние, происходящий внутри жидкости. Жидкость можно довести до
кипения повышением температуры до значений, больших темпе-
ратуры кипения при данном давлении, или понижением давления
до значений, меньших давления насыщенных паров рк п жидкости
при данной температуре. Обычно при понижении давления до
давления насыщенных паров жидкости (при данной температуре)
в жидкости образуются пузырьки, заполненные парами жидкости
или газами, выделившимися из жидкости, т. е. происходит так на-
зываемое «холодное кипение». В жидкости, из которой удален рас-
творенный и не растворенный в ней газ (или воздух), т. е. в дегази-
рованной жидкости, кипение не возникает и при температуре,
большей температуры кипения при данном давлении.
В тдбл. 1.8 приведено давление насыщенных паров рп п при ат-
мосферном давлении.
Таблица 1.8
t, ”С 5 10 15 20 25 30 40
Л,. кПа 0,87 1,23 1,70 2,33 3,20 4,30 7,40
Сопротивление растяжению жидкостей может возникать только
в дегазированных жидкостях. В опытах удавалось при центрифу-
гировании дегазированной дистиллированной воды получить на
очень короткое время напряжения растяжения в воде, доходившие
приблизительно до 25 МПа. Технические жидкости не сопротив-
ляются растягивающим усилиям. Газы могут находиться в жидко-
сти в растворенном и нерастворенном виде. Присутствие в жидко-
сти нерастворенного воздуха (газа) в виде пузырьков существенно
уменьшает модуль упругости жидкости, причем это уменьшение
не зависит от размеров пузырьков воздуха. Динамическая вязкость
жидкости с увеличением содержания воздуха растет. Содержание
нерастворенного воздуха в рабочих жидкостях гидросистем машин
и механизмов, так же как и в трубопроводах, подающих жидкость,
может сильно повлиять на параметры работы трубопроводов и
гидросистем.
2 - 5845
17
Поверхностное натяжение. Известно, что молекулы жидкости,
находящиеся на границе с газом, твердым телом или между двумя
несмешивающимися жидкостями, испытывают со стороны ос-
тальных молекул жидкости не уравновешенное извне воздействие.
Под влиянием этого воздействия поверхность жидкости стремит-
ся принять форму, соответствующую наименьшей площади. Ма-
лые массы жидкости в воздухе стремятся к шарообразной форме,
образуя капли.
Чтобы увеличить поверхность жидкости, необходимо часть
внутренних молекул вывести на поверхность, для чего придется
совершить работу. Это можно представить как наличие сопротив-
ления граничной поверхности жидкости растяжению и считать,
что по поверхности распределены силы, препятствующие растя-
жению. Эти силы действуют по касательным к поверхности на-
правлениям и называются силами поверхностного натяжения.
Поверхностное натяжение ст представляет собой отнесенную к
единице площади дополнительную энергию, которой обладают
молекулы поверхностного слоя, или силу поверхностного натяже-
ния, отнесенную к единице длины на свободной поверхности. Раз-
мерность поверхностного натяжения в системе СИ — Н/м.
Значение ст зависит от природы соприкасающихся сред и тем-
пературы. С увеличением температуры значение ст уменьшается;
при 20 °C и контакте с воздухом ст равно: для воды 0,0726; для ртути
0,486; для этилового спирта 0,022; для сырой нефти 0,0235...0,038;
для смазочного масла 0,035...0,038 Н/м.
На границе с воздухом расплавленная сталь при / = 1550 °C
имеет ст = 1,86 Н/м, расплавленный чугун при / ® 1200...1450 °C
имеет ст = 0,9...1,0 Н/м. Для границы вода —ртуть при 20 °C
ст = 0,378 Н/м.
Добавка в жидкость поверхностно-активных веществ (ПАВ)
может заметно уменьшить поверхностное натяжение.
Влияние поверхностного натяжения необходимо учитывать
при изучении потоков с малой глубиной, при захвате окружающе-
го воздуха движущейся жидкостью (аэрация жидкости), в капил-
лярах и т. д.
В трубах малого диаметра (капиллярах) наблюдается искривле-
ние свободной поверхности, граничащей с газом или с парами
этой же жидкости. Если поверхность трубки смачивается, свобод-
ная поверхность жидкости в капилляре вогнутая. Если нет смачи-
вания, свободная поверхность выпуклая. В этих случаях силы по-
18
верхностного натяжения обусловливают дополнительные напря-
жения в жидкости.
Под действием этих напряжений в трубах малого диаметра
происходит капиллярное поднятие (при смачивании) или опускание
(если нет смачивания) жидкости на высоту, определяемую по фор-
муле
, 4ocos0
где 0 — острый угол между касательной к свободной поверхности
в точке пересечения со стенкой и самой стенкой капилляра;
d— диаметр капилляра.
Для чистой воды и стекла 6 » О, для ртути и стекла 0 » 50°.
При t = 20 °C для воды, спирта (поднятие) и ртути (опускание)
/гкап равна соответственно 30/d и 10,15/J мм.
Одна и та же жидкость в капиллярах одного и того же диаметра
может подниматься (при смачивании) или опускаться (если нет
смачивания) в зависимости от материала, из которого изготовлена
капиллярная трубка.
Поднятие воды в капиллярах в почве и грунтах является важ-
ным фактором в распространении воды. Высота капиллярного
поднятия в грунтах изменяется от нуля (галечники) почти до 5 м
(глины). При этом с увеличением минерализации воды высота ка-
пиллярного поднятия увеличивается.
Поверхностное натяжение и капиллярные эффекты определя-
ют закономерности движения жидкости в условиях невесомости.
1.1.3. Требования к рабочим жидкостям
Рабочая жидкость гидросистем должна обладать:
а) хорошими смазывающими свойствами;
б) минимальной зависимостью вязкости от температуры в тре-
буемом диапазоне температур;
в) низкой упругостью насыщенных паров и высокой темпера-
турой кипения;
г) нейтральностью к применяемым материалам и в частности к
резиновым уплотнениям и малым адсорбированием воздуха, а
также легкостью его отделения;
д) высокой устойчивостью к механической и химической дест-
рукции и к окислению в условиях применяемых температур, а так-
же длительным сроком службы;
2*
19
е) высоким объемным модулем упругости;
ж) высокими коэффициентами теплопроводности и удельной
теплоемкости и малым коэффициентом теплового расширения;
з) высокими изолирующими и диэлектрическими качествами;
и) жидкость и продукты ее разложения не должны быть ток-
сичными.
Важными параметрами характеристики жидкости являются
температуры застывания и замерзания.
Температурой застывания по стандарту называют такую наи-
более высокую температуру, при которой поверхность уровня мас-
ла, залитого в стандартную пробирку, не перемещается при накло-
не пробирки на 45° в течение 5 мин. Эта температура характеризует
жидкость с точки зрения сохранения текучести, а следовательно,
возможности транспортировки и слива в холодное время года.
Температура застывания масла должна быть не менее чем на
10... 17 °C ниже наименьшей температуры окружающей среды, в
условиях которой будет работать гидросистема.
Температурой замерзания называют температуру начала кри-
сталлизации, т. е. температуру, при которой в жидкости образуется
облачко из мельчайших кристаллов. При этом не должно быть рас-
слаивания жидкости и выделения из нее составных компонентов.
Жидкость не должна содержать легкоиспаряющиеся компо-
ненты, испарение которых может привести при продолжительной
эксплуатации к загустению жидкости.
Огнестойкость жидкостей. Для многих случаев применения
жидкости важной характеристикой является ее огнестойкость:
жидкость не должна быть причиной возникновения или распро-
странения пожара.
С точки зрения огнестойкости жидкости характеризуются по-
казателями по температурам вспышки, воспламенения и самовос-
пламенения. Под температурой вспышки понимается минималь-
ная температура, при которой над поверхностью жидкости образу-
ется количество пара, достаточное для возникновения кратковре-
менной вспышки. Температура, при которой количество выделяю-
щегося пара таково, что горение поддерживается также и по удале-
нии постороннего источника огня, называется температурой
(точкой) воспламенения. Температура, при которой жидкость или
ее пар вспыхивает при контакте с воздухом без внешнего пламени
или какого-либо иного источника воспламенения, называется
температурой самовоспламенения (самовозгорания).
Температура вспышки определяется по стандартам.
20
Температура воспламенения масел на нефтяной основе нахо-
дится в пределах 180...230 °C и температура самовоспламенения от
260...370 °C и выше.
Свойства невоспламеняемости (негорючести) во многих слу-
чаях являются доминирующими при выборе типа рабочей жидко-
сти. В частности невоспламеняемые жидкости необходимы при
работе гидросистем, близко расположенных к печам, теплообмен-
никам, химическим или каким-либо взрывоопасным веществам, и
гидросистем различных транспортных устройств с тепловыми
двигателями. Высокие требования по воспламенению предъявля-
ются к жидкостям, применяемым в гидросистемах авиадвигате-
лей, работающих при температуре 530...540 °C. Температура нача-
ла кипения жидкости для гидросистем сверхзвуковых самолетов
должна быть 200 °C, температура вспышки > 180 °C и температура
самовоспламенения £ 300 °C.
Вопросы пожарной опасности имеют особо важное значение
для гидросистем военных самолетов ввиду возможности простре-
ла гидравлических магистралей высокого давления, при котором
распыляющаяся жидкость может попасть на разогретые части
авиадвигателя, а также может воспламениться от электрической
искры.
Следует отметить, что пожароопасность непосредственно не
связана с температурами воспламенения и самовоспламенения
жидкости или, иначе говоря, эти температуры не изменяются
взаимосвязанно. Некоторые жидкости с низкой температурой
воспламенения имеют высокую температуру самовоспламенения;
например, керосин имеет температуру самовоспламенения более
высокую, чем смазочные масла.
Наиболее высокой пожарной безопасностью по сравнению с
минеральными жидкостями обладают синтетические жидкости,
которые часто называют «негорючими жидкостями», что не соот-
ветствует действительности, поскольку все существующие жидко-
сти этого типа могут в известных условиях сгорать. Поэтому синте-
тические жидкости следует называть «пожаростойкими», т. е. они
не горят при возможных для конкретных условий высоких темпе-
ратурах и не распространяют огня.
При работе с минеральными маслами при температуре выше
70 °C необходимо устранять контакт с воздухом (и особенно с воз-
духом, находящимся под избыточным давлением). Поэтому баки
при 70 °C и выше необходимо заполнять инертным газом (азотом,
аргоном или гелием). Этого же эффекта можно достичь механиче-
21
ским разделением газовой и жидкостной сред. Дополнительным
преимуществом такой системы является то, что при этом устраняй
ется возможность растворения газа в жидкости.
Диэлектрические свойства. Для многих случаев применения
важными являются изолирующие и диэлектрические свойства
жидкости.
Большинство жидкостей для гидросистем, не содержащих ка-
ких-либо примесей, обладают хорошими изолирующими свойст-
вами, что позволяет помещать в них электрические агрегаты и их
элементы (соленоиды, обмотки электродвигателей и пр.) без до-
полнительной изоляции проводников. Однако многие осадки
жидкостей, выделяющиеся в результате неудовлетворительной
эксплуатации, обладают относительно высокой электропроводно-
стью и покрытие ими выводов проводников или проводов с пло-
хой изоляцией может вызвать искрение и опасность возникнове-
ния пожара.
Опасным при размещении электроагрегатов в рабочей жидко-
сти является также присутствие воды.
Воздействие жидкости на резиновые детали. Важным парамет-
ром, характеризующим качество рабочих жидкостей для гидросис-
тем, является воздействие их на применяемые материалы и в част-
ности на резиновые детали гидроагрегатов. Усадка, набухание и
размягчение резиновых деталей уплотнительных узлов, происхо-
дящие под воздействием жидкости, сопровождаются нарушением
герметичности и прочими дефектами в работе гидроагрегатов.
Следует отметить, что ни одна из рабочих жидкостей не обла-
дает абсолютной инертностью. Поэтому важно, чтобы рабочая
жидкость не ухудшала основных качеств материала уплотнитель-
ных устройств. В результате длительного контакта рабочей жидко-
сти с резиновыми деталями может изменяться их объем, вес этих
деталей вследствие происходящего при этом сложного физико-хи-
мического процесса вымывания отдельных компонентов резины и
замещения их жидкостью. При этом происходит как изменение
объема, так и изменение физико-механических свойств резины.
Обычно требуется, чтобы твердость испытуемого резинового
образца после воздействия минерального масла не изменялась
больше чем на ± 4...5 единиц по Шору. Разница между объемами
резинового образца в начале и в конце испытания не должна пре-
вышать ± 3 % первоначального объема, где плюс означает набуха-
ние, а минус — усадку резинового образца. По техническим усло-
виям набухание синтетической резины в жидкостях допускается
22
до 5...6 %. Масла на нафтеновом основании вызывают значитель-
ное набухание резины, а масла на парафиновом основании — не-
большое набухание и даже усадку.
Особо следует отметить влияние на резину синтетических
жидкостей, одни из которых вызывают либо чрезмерное набуха-
ние уплотнительного материала, либо, наоборот, значительную
его усадку.
Объемный показатель набухания резины определяют взвеши-
ванием в воздухе и в дистиллированной воде образца резины до и
после испытания. Этот показатель вычисляют по выражению
Ar = Gi-G;-G,-G;1Q
с, -с;
где V — изменение объема образца резины после набухания, %; С,
и Gj — вес образца в воздухе и в воде до испытания; G2 и G2 — вес
образца в воздухе и в воде после испытания.
Применяемые жидкости. В гидродинамических машинах обыч-
но применяют специальные жидкости минерального происхожде-
ния с диапазоном вязкости при 50 °C примерно 10... 175 сСт. Ми-
неральйые масла, применяемые в качестве рабочих жидкостей
гидросистем, отличаются от минеральных смазочных (машинных)
масел тем, что они содержат присадки, придающие им специфиче-
ские свойства, отсутствующие у смазочных масел. Так, для полу-
чения минимальной зависимости вязкости от температуры приме-
няют вязкостные присадки.
Основные характеристики масел, применяющиеся в гидросис-
темах машин, приведены в табл. 1.9.
Для авиационных гидросистем широко применяют масло
АГМ-10, пригодное для работы в условиях широкого температур-
ного диапазона.
Сравнительно морозостойким является приборное масло
МВП, представляющее собой хорошо очищенную соляровую
фракцию (250...380 °C), получаемую из смеси отборных низкоза-
стывающих нефтей. Это масло отличается хорошими смазываю-
щими свойствами и почти не оказывает коррозионного воздейст-
вия на металлические детали гидроагрегатов.
Масла АГМ-10 и МВП могут эксплуатироваться без замены в
течение двух лет и более.
Характеристики этих масел даны в табл. 1.10.
23
Таблица 1.9
Марка масла Вязкость при 50 "С Температура, °C Предел ра- бочих тем- ператур, °C Объемный вес, кг/м1
сСт "Е засты- вания ВСПЫШ- КИ
Индустриальное 12 (веретенное 2) 10...14 1,86...2,26 -30 165 - 30...+ 40 876-891
Индустриальное 20 (веретенное 3) 17...23 2,6...3,31 - 20 170 0-90 881-901
Индустриальное 30 (машинное Л) 27...33 3,81...4,59 - 15 180 10...50 886...916
МС-22 22 3,1 - 14 230 — 905
МС-20 20 2,8 - 18 225 — 895
Индустриальное 45 (машинное С) 38...52 5,74-7,07 - 10 190 10...60 890-930
Индустриальное 50 (машинное СУ) 48...58 5,76-7,76 -20 200 10...70 890-930
Турбинное 22 (тур- бинное Л) 20...23 2,9-3,2 - 15 180 5...50 901
Турбинное 30 (тур- бинное УТ) 28...32 3,9-4,4 - 10 180 10...50 901
Турбинное 46 (тур- бинное Т) 44...68 6,0...6,5 - 10 195 10...50 920
Турбинное 57 55-59 7,5-7,9 - 10 195 10...70 930
Велосит Л 4-5,1 1,3...1,4 -25 112 От - 10 до + 50 —
Вазелиновое Т 5,1-8,5 1,4-1,72 -20 125 — 860-890
Веретенное АУ 12...14 2,05-2,27 -45 163 От -40 до + 60 888-896
Трансформаторное 9,6 1,8 -45 135 От -30 до + 90 886
МК-8 8,3 — - 55 135 — 885
Таблица 1.10
Марка масла Кинематическая вязкость, сСт Температура масла, “С Предел рабо- чих темпера- тур, °C
при+ 50 °C при - 50 °C застывания ВСПЫШКИ
мвп 6,3-8,5 23 466 -16 120 От-40 до+ 60
АГМ-10 10 1250 - 70 92 От-60 до+ 100
24
К морозостойким относится также масло ЦИАТИМ-1М (ТУ
327—50), получаемое очисткой низкозастывающей узкой дистил-
лярной фракции, выкипающей в пределах 320...340 °C с присадка-
ми. Ниже приведена характеристика этого масла.
Вязкость (сСт) при температуре, °C
+ 50...................................................... 6,3
-40 .......................................................... 1900
Температура, °C:
застывания..................................................не выше — 60
кипения:..............................................
начало................................................... 300
конец.................................................... 340
вспышка в открытом тигле................................ не ниже 130
При низких температурах применяют также смесь, состоящую
из 50 % глицерина и 50 % спирта, однако эта смесь отличается пло-
хими смазочными и защитными против коррозии свойствами.
Срок службы масел составляет от 6 месяцев (индустриальные
масла без присадок с малой степенью очистки) до 2...3 лет
(АГМ-10, МВП).
Контрольные вопросы
1. Чем отличаются газы от жидкости и твердых тел?
2. Что такое текучесть жидкости и газов?
3. Что такое сплошная среда?
4. Что характеризует плотность жидкости?
5. Какова размерность плотности в системе СИ?
6. Как изменяется плотность жидкостей и газов от температуры и давле-
ния?
7. Чем характеризуется сжимаемость жидкости?
8. Как изменяется объем жидкости при увеличении давления?
9. Что такое модуль упругости жидкости?
10. Что такое температурное расширение жидкости?
11. Что собой представляют силы вязкости жидкостей?
12. Что такое динамическая вязкость жидкости?
13. Как записывается закон внутреннего трения?
14. Что понимается под термином кинематическая вязкость жидкости?
15. С помощью каких приборов измеряется вязкость жидкостей?
16. Чем отличаются вязкопластичные жидкости от ньютоновских жид-
костей?
17. Какой величиной характеризуется растворимость газов и от чего она
зависит?
25
18. Чем характеризуется процесс перехода жидкости в газообразное со-
стояние?
19. В каких жидкостях возникает сопротивление растяжению?
20. Каким образом действуют силы поверхностного натяжения?
21. Каковы требования к рабочим жидкостям?
22. Что характеризуют собой температуры застывания и замерзания?
23. Какие показатели характеризуют огнестойкость жидкостей?
24. Какие дефекты резиновых деталей уплотнительных узлов, происхо-
дящие под воздействием жидкости, приводят к нарушению герметичности
гидроагрегатов?
25. Каков срок службы специальных жидкостей, применяемых в качест-
ве рабочих жидкостей гидросистем?
1.2. Физические свойства газов
В пневмосистемах машин применяются различные газовые аг-
регаты.
Газы, в том числе и воздух, подчиняются в основном приведен-
ным выше зависимостям для капельных жидкостей и характеризу-
ются теми же физическими показателями и единицами измере-
ния.
1.2.1. Вязкость газов
В отличие от капельных жидкостей вязкость газов увеличива-
ется с повышением температуры. Эта зависимость довольно точно
характеризуется формулой Сатерлэнда:
/
М=Мо
т0 +с¥ т Y/2
т+сДГо,
(1.16)
где |i0 и |1 — абсолютная вязкость при исходной температуре То и
температуре Т; С — постоянный для данного газа коэффициент.
Эта же зависимость может быть также выражена уравнением
М = Мо
Г-273Y
273 J
(1.17)
где п — показатель, равный для воздуха п = 0,76; Т — температура,
К.
При комнатной температуре вязкость газов равна 0,1...0,25 мП.
Вязкость газов зависит также от давления.
26
Рис. 1.4. Зависимость вязкости воздуха (а) и азота (б) от температуры
На рис. 1.4 показана зависимость абсолютной вязкости в 104 П
воздуха и азота от температуры и давления. В табл. 1.11 приведена
кинематическая вязкость воздуха в зависимости от температуры.
Таблица 1.11
Температура, “С Кинематическая вязкость, м2/с • I О'6
0 13,2
20 15,1
40 16,9
Для большинства газов вязкость при давлениях от 0 до 5 МПа
практически не зависит от давления (изменяется на ~±10 %), при
повышении же давления от 0 до 9 МПа, вязкость повышается в ~ 5
раз. Так, вязкость углекислого газа равна 0,16 мП при температуре
20 °C и атмосферном давлении, увеличивается при повышении
давления до 5 МПа на 10 %; при давлении 9 МПа вязкость равна
0,82 мП.
Теплопроводность воздуха при 0 °C составляет 1,44 • 10-6
ккал/см • с/град. Поскольку вязкость газов увеличивается с повы-
шением температуры, то их теплопроводность также возрастает.
1.2.2. Процессы сжатия и расширения газов
Требующиеся для практических расчетов основные свойства
идеальных газов характеризуются законами Бойля — Мариотта и
Гей-Люссака. По закону Бойля — Мариотта удельный объем газа
V= 1/v — обратно пропорционален величине давления/? в нем:
27
Pl V2 „ „ t t (1-18)
= —2- или p.V. = p2V2 =const и p/v = const,
Pl У1
где p} и p2 — начальное и конечное абсолютные давления; Vx и
V) — удельные объемы газа (объем, занимаемый единицей веса
1
газа) при этих давлениях; v = — = pg — объемный (удельный) вес
газа; png — плотность газа и ускорение силы тяжести.
В описываемом этим законом изотермном процессе газ сжи-
мается или расширяется при сохранении постоянной температуры
или иначе вся теплота при расширении газа расходуется на совер-
шение внешней работы. Очевидно такой процесс может иметь
место лишь при очень медленном изменении состояния газа.
Согласно закону Гей-Люссака газы при постоянном давлении
расширяются пропорционально повышению температуры Т, при-
чем все газы имеют практически один и тот же коэффициент теп-
лового расширения. Последний закон описывается уравнением
Ут=К0(1+а7), (1.19)
где VT и Vo — удельный объем газа при заданной и нулевой темпе-
ратуре; а — коэффициент теплового расширения газа.
Уравнение, выражающее соотношение между удельным объе-
мом V и давлением совершенного газа при условии, что процесс
изменения состояния газа протекает без участия внешней тепло-
ты, имеет вид
pVh — const или — = const, (1-20)
Vk
где р и V— соответственно давление и объемный вес газа; к — ко-
эффициент (показатель адиабаты), равный отношению теплоем-
кости совершенного газа при постоянном давлении (Ср) к тепло-
емкости при постоянном объеме (Ск): к = Ср/Су, для сухого возду-
ха при атмосферном давлении £ = 1,405.
Подобный процесс называется адиабатным. Удельный объем,
абсолютное давление и температура в адиабатном процессе связа-
ны отношениями:
1
V2=VSpx/pJ\ V2=Vx{TJT2)^-
Р1=Р1(У1/У2)к-, р^рЛТ./т^- (1-21)
к-1
Т2=Т^/Г2)к~1; Т2=Тх(рх/р2)* .
28
< Поскольку в реальных условиях при изменении состояния газа
неизбежно происходит обмен теплоты (между газами и стенками
сосуда и жидкостью), на практике происходит политропное изме-
нение состояния, которое выражается следующим уравнением:
pVn = const, — = const,
v"
где n — показатель политропы; при п = 1 изотермный и при
п = к — адиабатный процессы.
Численное значение показателя политропы п можно опреде-
лить лишь для конкретных условий с учетом величины давления и
интенсивности сжатия или расширения газа и условий отвода теп-
лоты.
Следует указать, что если для газовых систем, в которых ис-
пользуются двухатомные газы при низких давлениях (< 1 МПа),
величина показателя политропы процессов опорожнения (и за-
полнения) баллонов (емкостей) практически колеблется между
показателями изотермного и адиабатного процессов к > п > 1, то в
системах высокого давления (5. ..20 МПа) значение его может пре-
вышать; значение показателя адиабаты идеального газа £ = 1,4.
Так, для реальных газов, в том числе и для воздуха, эта величина
может достигать при температурах от + 100 до — 60 °C и давлении
5... 10 МПа значения п = 2 и более.
На рис. 1.5, а, ^приведены значения показателя адиабаты:
Поскольку величина показателя политропы процесса опорож-
нения и заполнения емкостей количественно отражает интенсив-
ность теплообмена газа с их стенками и с окружающей средой, на
интенсивность теплообмена будут влиять материал и форма емко-
сти (баллона), а также физические свойства и параметры приме-
няемого газа, свойства и состояние окружающей среды и пр.
Аналитический учет всех этих факторов практически неосуще-
ствим, поскольку пользуются опытными данными. Так, для ци-
линдрических баллонов газогидравлических аккумуляторов вели-
чина показателя п меньше, чем для шаровых баллонов такого же
объема.
Результаты экспериментов показывают, что среднее значение
показателя политропы п процесса опорожнения сферического
баллона емкостью 3 л, заряженного воздухом при 20 °C до давле-
29
Температура
Температура
в
Рис. 1.5. Практиче-
ские значения пока-
зателя адиабаты:
а — для воздуха; б — для
азота; в — показатель по-
литропы для воздуха
ния 10 МПа при разрядке его за время 8 с со степенью расширения
G
т = — = 0,5 (GK и GH — конечный и начальный вес воздуха в балло-
GH
не), равно 1,46. Средняя величина показателя политропы при опо-
рожнении цилиндрического баллона при тех же условиях состав-
ляет 1,41.
На рис. 1.5, в представлена зависимость осредненных значений
п от длительности разрядки шарового баллона емкостью 3 л при
20 °C и различном давлении р0 зарядки.
При оценке влияния условий сжатия и расширения газа следу-
ет иметь в виду, что при резких сжатиях газа температура его с нор-
мальной (+ 20 °C) может повыситься до 600 °C и выше, а при быст-
ром опорожнении баллонов температура газа может понизиться
до — 180 °C. Очевидно, если при расчетах эти изменения темпера-
туры не будут учтены, это может привести при определении конеч-
ного давления газа к значительным ошибкам.
30
Если объем газа поддерживается постоянным, то давление рт в
нем возрастает пропорционально повышению температуры Т:
рт = р0(1+аТ). (1-22)
Для значения температуры Т = — 1/а величина рт становится
равной нулю (газ сжижается). Эта температура называется абсолют-
ным нулем и равна — 273,2 °C. Для случая изменения значения от
абсолютного нуля она называется абсолютной температурой (7а).
В соответствии с приведенным уравнением состояния газа, ха-
рактеризующее зависимость плотности газа от температуры и дав-
ления, получаем
рИ=р0И0(1+а7). (1.23)
Введя абсолютную температуру, Та = — Т, получим
а
рК = р0К0а7’а. (1-24)
Так как Ко представляет собой удельный объем, произведение
(Ро^а) для данного газа является постоянным и носит название
газовой постоянной (7?), которая определяет работу расширения
|/Кг газа при нагревании на 1 °C при постоянном давлении,
см/град:
Для сухого воздуха R = 29,27 м/град.
С учетом параметра R уравнение состояния совершенного газа
(Характеристическое уравнение) примет вид
pV = RTa.
1.2.3. Влажность воздуха
В воздухе всегда имеется некоторое количество водяного пара,
|оторый при определенных условиях может выделяться из воздуха
I конденсироваться на рабочих поверхностях пневматических
гетройств. Возможное количество влаги (водяного пара) в воздухе
Вйасса водяного пара, приходящаяся на 1 м3 воздуха) зависит от
Температуры и давления. С повышением температуры максималь-
но возможное количество влаги, которое может содержаться в воз-
Йухе (допустимое насыщение воздуха водяным паром), увеличива-
йся, а с понижением температуры — уменьшается. Или, говоря
Иначе, с повышением температуры относительная влажность (от-
ношение массы водяного пара в единице объема к максимально
31
возможной его массе в том объеме при той же температуре и том же
давлении) уменьшается, а при понижении температуры — увели-
чивается. Если при уменьшении температуры относительная
влажность будет больше 100 %, то из воздуха выпадет конденсат.
Повышение давления воздуха сопровождается увеличением его
влажности и повышением температуры.
Контрольные вопросы
1. Как изменяется вязкость газов с повышением температуры и измене-
нием давления?
2. В каком интервале изменения давления вязкости газов практически
не изменяются?
3. Как изменяется теплопроводность воздуха при повышении темпера-
туры?
4. На что расходуется теплота при расширении газа согласно закону Бой-
ля — Мариотта?
5. Каков коэффициент теплового расширения газов при постоянном
давлении и повышении температуры?
6. Какими соотношениями связаны в адиабатном процессе удельный
объем, абсолютное давление и температура газов?
7. Какие факторы могут влиять на интенсивность теплообмена газа и
стенок емкостей?
8. Как изменяется температура газа при резких сжатиях и опорожнениях
емкостей?
9. Какая температура газа называется абсолютным нулем и какова ее ве-
личина?
10. Что такое газовые постоянные?
11. От каких факторов завис ит возможное количество влаги в воздухе?
12. При каком условии из воздуха выпадает конденсат?
1.3. Гидростатика
Гидростатика рассматривает равновесие жидкости и ее взаи-
модействие с твердыми телами.
1.3.1. Гидростатическое давление и его свойства
Если частицы жидкости не перемещаются по отношению друг
к другу, то жидкость в этом случае будет находиться в состоянии
абсолютного (по отношению к абсолютной системе отсчета) или
относительного покоя. При этом на жидкость действуют массовые
силы (силы тяжести G, силы инерции F) и поверхностные силы
(силы давления Р).
Массовые силы определяются из следующих зависимостей:
G = mg, (1-25)
F = та,
32
где т — масса жидкости, g — ускорение силы тяжести, а — уско-
рение переносного движения.
Величина поверхностных сил не зависит от массы жидкости.
Выделим в сплошной среде жидкости ограниченный объем (рис.
1.6). Разделим его плоскостью на две части и отбросим одну часть
(левую), заменив ее действие на оставшуюся часть силой Rn. Силу
Rn можно разложить на две составляющие, одна из которых Р пер-
пендикулярна к плоскости сечения. Так как жидкость практиче-
ски не оказывает сопротивления касательным усилиям (сдвигу),
то под действием силы Г нарушается состояние равновесия. Сле-
довательно, при относительном покое направление силы Rn сов-
падает с направлением силы Р. Таким образом, при равновесии
сила воздействия окружающей жидкости (сила гидростатического
давления Р) направлена всегда по внутренней нормали к площадке
действия.
Среднее давление рср при действии силы Р на единицу площа-
ди S определяется отношением
_ Р
Лр S'
При уменьшении площади 5до нуля гидростатическое давление
(напряжение) в искомой точке определяется следующим образом:
p=lim—. <126>
S
Очевидно, гидростатическое давление направлено всегда по
внутренней нормали к площади действия. Это первое свойство гидро-
статического давления.
Единица измерения давления в системе СИ 1 Паскаль (Па),
которая представляет собой результат равномерного распределе-
ния силы в 1 Н на площади в 1 квадратный метр:
1-^ = 1 Па.
Рис. 1.6. Поверхностные силы, действующие на жидкость
3 - 5845
33
Второе свойство: значение гидростатического давления не зави-
сит от ориентации площадки действия.
Выделим элементарный объем жидкости в виде тетраэдра
(рис. 1.7).
Заменим поверхностными силами Рх, Ру, Pz и Рп действие на
плоскости элементарного тетраэдра отброшенной жидкости. По-
мимо этих сил на выделенный объем действуют силы, пропорцио-
нальные его массе: сила тяжести и сила инерции.
Обозначим отношение равнодействующей массовых сил к
массе жидкости (ускорение массовых сил) через Fh учитывая, что
объем тетраэдра
О
то равнодействующая этих сил FpW.
Проектируя все действующие силы на ось Ох, получаем урав-
нение равновесия в виде
Рх-Рп cos(n,x)+FxpW =0.
Здесь (п,х) — угол между направлением силы Р„ и осью Ох.
Обозначим площадь грани ВСО через Sx и разделим уравнение на
Sx. Тогда имеем
Рх _ Р„ cos(w,x) FxplV
Sx ~ Sx Sx
Так как Sx = S„cos(n, x) и Sx = y z , уравнение примет вид
Рис. 1.7. Элементарный объем жидкости в виде тетраэдра
34
р р 1
— = —-^Р-5Х •
Sx sn хРз
Аналогично выводятся уравнения, соответствующие коорди-
натным осям Оу и Oz. Переходя к пределу при 5Х -> 0,3^, -> 0,-> О
и учитывая (1.26), имеем
Px = Py = Pz- О-27)
Третье свойство: гидростатическое давление в данной точке зави-
сит от координат (положения) точки в объеме жидкости и плотности:
Р =р(х, У, Z, р). (1.28)
1.3.2. Основное уравнение гидростатики
Для получения закона распределения гидростатического дав-
ления в произвольном объеме покоящейся жидкости необходимо
выделить в нем элементарный параллелепипед с ребрами Зх, 5у, и 5г
(рис. 1.8) и рассмотреть его равновесие.
Площади граней параллелепипеда равны:
\ = 5А; 5у = 5А *уг = 5г5А-
Под действием массовых сил и поверхностных сил давления
окружающей жидкости рассматриваемый параллелепипед объе-
мом И/Г = Зх8},Зг находится в равновесии.
Представим проекцию равнодействующей массовых сил на
одну из координатных осей, например Ох, сохраняя для ускорения
массовых сил прежние обозначения, в виде
Рис. 1.8. Элементарный объем покоящейся жидкости
з*
35
FxplV = Fxpd^z. (1-29)
Силы гидростатического давления действуют по внутренней
нормали к соответствующей грани. Обозначим среднее давление
на каждой гранирхХ ирх2,ру} иpy2,pzX иpz2 (см. рис. 1.8). Тогда урав-
нение равновесия сил, действующих на параллелепипед по оси Ох,
запишется в виде
- px25y5z= О,
отсюда
ЛР5х = Л2~Л1- (13°)
Аналогично получим еще два уравнения:
= (1.31)
Лр^ = Pa-Pzv
Если из массовых сил действуют только силы тяжести (случай
покоя однородной жидкости), имеем
Fx=0, Fy=0, Fz = -g.
Тогда из уравнений равновесия (1.30)...(1.32)
=А2+5Р5г.
Как следует из (1.33), горизонтальные силы давления на выде-
ленный объем жидкости уравновешиваются. При уменьшении
площади граней до нуля и обозначении давления на нижнюю
грань с координатой Zi через рь а на верхнюю грань с координатой
z2 через р2 получим
P\=Pi + Spfe-Zi). О-34)
Следовательно, гидростатическое давление определяется вер-
тикальной координатой точки или глубиной ее погружения под
поверхность с известным на ней давлением.
Из (1.34) имеем
ж +Л = „ +Л (1-35)
' 6<2
р р
или
36
р
gz+— = const.
p
(1.36)
Зависимость (1.36) носит название основного уравнения гидро-
статики.
1.3.3. Поверхность равного давления.
Свободная поверхность
Поверхность, все точки которой испытывают одинаковое дав-
ление, называются поверхностью равного давления. Анализируя ос-
новное уравнение гидростатики (1.36) можно заключить, что по-
верхностями равного давления в объеме покоящейся относитель-
но Земли жидкости являются горизонтальные плоскости (при
р = const будет и z — const).
Свободной поверхностью называют поверхность жидкости, ко-
торая граничит с газовой средой. Все точки такой поверхности ис-
пытывают одинаковое внешнее давление pQ. Свободная поверх-
ность представляет собой поверхность равного давления и она го-
ризонтальна, если на жидкость действуют только силы тяжести
(рис. 1.9).
В случае покоя жидкости относительно сосуда, который дви-
жется с ускорением а, на частицы жидкости действуют силы тяже-
сти и силы инерции в противоположную сторону движения (рис.
1.10). При равновесии равнодействующая должна быть перпенди-
кулярна свободной поверхности, которая является поверхностью
равного давления. В рассматриваемом случае свободная поверх-
ность наклонена к горизонту под углом a (tga = a/g).
Рис. 1.9. Поверхность рав-
ного давления при действии
силы тяжести
Рис. 1.10. Поверхность равного давления
при действии сил тяжести и инерции
37
Рис. 1.11. Поверхность равного давления при дей-
ствии сил тяжести и центробежных сил инерции
При относительном покое жидкости в со-
суде, который вращается с угловой скоростью
со, на каждую частицу с координатой г дейст-
вуют силы тяжести, равные gm, и центробеж-
ные силы инерции, равные /п(о2г(рис. 1.11).
В этом случае поверхность равного давле-
ния представляет собой параболоид враще-
ния.
1.3.4. Полное и манометрическое давление. Вакуум
Для двух точек жидкости, одна из которых (точка А) располо-
жена на свободной поверхности, основное уравнение гидростати-
ки (1.34) записывается в виде (рис. 1.12):
Р =Ро + SPUo - z) = Ро + gph,
где р0 — давление на свободной поверхности (внешнее давление);
Zo — z=h — глубина погружения точки В.
Из полученного уравнения видно, что давление в жидкости
увеличивается в зависимости от глубины погружения, а формула
для определения полного (абсолютного) гидростатического давле-
ния в произвольной точке покоящейся жидкости будет
Рис. 1.12. Схема для получения основного уравнения гидростатики
(1.37)
38
Если внешнее давление равно атмосферному, то величина по-
следнего в системе СИравнаро = рат = 98 100 Па ^0,1 МПа.
Избыточное, или манометрическое, давление определяется как
разность полного и атмосферного давлений:
Рм=Р~Рст
или
Рм= Ро +gph-Р„. <138)
При р0 = рЯТ манометрическое давление
PM = gph, (1-39)
т. е. манометрическое давление в любой точке покоящейся жидко-
сти определяет глубину погружения.
Полное гидростатическое давление может быть меньше атмо-
сферного. В этом случае имеет место вакуум:
Рвак. ~ Par Р- (1-40)
1.3.5. Геометрическая и физическая интерпретация
основного уравнения гидростатики
Пусть в открытом сосуде с жидкостью (рис. 1.13) на свободной
поверхности внешнее давление р0 = рйг В точке А, расположенной
на глубине h под свободной поверхностью, полное гидростатиче-
ское давление определяется зависимостью (1.37), а манометриче-
39
ское — зависимостью (1.39). Все точки на глубине h испытывают
такое же давление.
Подсоединим к сосуду на уровне точки А тонкую стеклянную
трубку с открытым концом. Жидкость поднимется по тр>Убке. По-
скольку на свободной поверхности в трубке давление та кже атмо-
сферное, то жидкость остановится на уровне свободной поверхно-
сти в сосуде. Высота столба h жидкости в трубке зависим от мано-
метрического давления ри, так как из (1.39)
h=^n-.
gP
Высота h = pjgp называется пьезометрической вР‘сот°й> а
трубка, с помощью которой можно измерить эту высоту, называет-
ся пьезометром.
Если к сосуду подсоединить трубку с запаянным концом (см.
рис. 1.13) и откачать из нее воздух, т. е. создать в ней абсолютный
вакуум (р0 = 0, рвак = рт> то жидкость в этой трубке поднимется на
ббльшую высоту, чем в трубке с незапаянным конц.ом.
Из условия равновесия, обозначая высоту столба жидкости в
запаянной трубке йп, можно записать:
Ро + Л = Л-
Следовательно, полное гидростатическое давление Р точке со-
ответствует высоте столба жидкости йп, которая называется приве-
денной высотой.
Разность уровней в открытом и запаянном пьезометрах соответ-
ствует атмосферному давлению или высоте столба воды h = Юм.
Итак, пьезометрическая высота соответствует величине мано-
метрического давления, приведенная высота — величине полного
гидростатического давления.
Если внешнее давление на свободной поверхности в сосуде
больше атмосферного р0 > рат, то в открытом пьезометр^ жидкость
поднимется выше уровня в сосуде (рис. 1.14) на выс-оту столба
жидкости, уравновешивающего разность давлений (j?o ~ Рат)/&Р-
Следовательно, эта высота соответствует манометриче скому дав-
лению на свободной поверхности в сосуде, а пьезометрическая
высота pM/gp — манометрическому давлению в точке А.
Если давление на свободной поверхности жидкое™ меньше
атмосферного (вакуум), то в открытом пьезометре уровень устано-
вится ниже, чем в сосуде (рис. 1.15). Разность давлений на свобод-
ной поверхности в сосуде р0 < рат и в трубке рат уравновешивается
столбом жидкости высотой h, значение которой соответствует ва-
40
Рис. 1.14. Закрытый сосуд с внешним давлением на свободной
поверхности больше атмосферного
Рис. 1.15. Закрытый сосуд с внешним давлением на свободной
поверхности меньше атмосферного
кууму на свободной поверхности. Действительно, если записать
уравнение равновесия для любой точки в жидкости А, то давление
со стороны сосуда определится как р = р0 + gph, давление со сто-
роны пьезометра как р = раг Отсюда
Po + gph =Рат
или
h =
gP gP
41
Применим к рассматриваемой схеме (см. рис. 1.13) основное
уравнение гидростатики (1.36):
gz+— = const.
Р
Проведем произвольную горизонтальную плоскость сравне-
ния 0 — 0, и будем производить все вертикальные отсчеты от нее,
считая положительным направление вверх.
Положение точки А определяется вертикальной координатой
z. Величина gz выражает потенциальную энергию жидкости мас-
сой 1 кг, поднятой от плоскости 0— Она высоту z. Кроме того, в
рассматриваемой точке жидкость испытывает полное гидростати-
ческое давление, под действием которого жидкость массой 1 кг
может подняться еще на высоту p/gp, т. е. полная потенциальная
энергия, приходящаяся на единицу массы жидкости (полная
удельная потенциальная энергия жидкости), складывается из двух
величин: gz — удельная потенциальная энергия положения и
р/р — удельная потенциальная энергия давления.
Если единица энергии Джоуль, то удельная энергия измеряет-
ся в Дж/кг.
Из основного уравнения гидростатики следует, что с физиче-
ской точки зрения полная удельная потенциальная энергия для всех
частиц жидкости, находящейся в покое, есть величина постоянная.
Разделив все члены уравнения на ускорение свободного паде-
ния, получим выражение
z+— = const,
gP
в котором каждый член имеет единицу измерения Дж/(кг • м/с2) =
= Дж/Н и представляет собой удельную энергию на 1 Н силы веса
протекающей жидкости, но Дж/Н = Н • м/Н = м — единица из-
мерения напора.
В гидравлике принято использовать этот удобный вид уравне-
ния, который позволяет дать геометрическую и энергетическую
трактовку удельной энергии жидкости.
Величина Нп = z + p/gp (см. рис. 1.13) называется полным гидро-
статическим напором. Все частицы в рассматриваемом объеме жид-
кости обладают одной и той же полной удельной потенциальной
энергией gH„. Горизонтальная плоскость, проведенная на уровне
Нп, называется плоскостью полного гидростатического напора.
Величина Н= z+pugp называется гидростатическим (или пье-
зометрическим) напором. Здесь h = pjgp — пьезометрическая вы-
42
сота. Пьезометрический напор отличается от полного гидростати-
ческого напора на высоту столба жидкости, соответствующую ат-
мосферному давлению paT/gp. Горизонтальная плоскость, прове-
денная на уровне Н от плоскости сравнения, называется
плоскостью гидростатического (или пьезометрического) напора.
Для всех точек покоящейся жидкости пьезометрический напор
постоянен (рис. 1.13).
1.3.6. Приборы для измерения
гидростатического давления
Для измерения давления в жидкости служат приборы различ-
ной конструкции: жидкостные, механические, электрические,
комбинированные. Наибольшее распространение получили пер-
вые два типа приборов, которые измеряют не абсолютное давле-
ние, а разность давлений, т. е. являются дифференциальными
приборами. Так, манометры измеряют разность полного и атмо-
сферного давлений (избыток давления над атмосферным); вакуум-
метры — разность атмосферного и полного давлений (недостаток
до атмосферного); дифференциальные манометры — разность дав-
лений в двух произвольных точках.
Жидкостные приборы. Манометрическому и вакуумметриче-
скому давлениям соответствует определенная высота столба жид-
кости в пьезометре. Пьезометр является простейшим измерителем
давления. Он представляет собой тонкую прозрачную трубку с внут-
ренним диаметром 10—15 мм, присоединенную к сосуду с жидко-
стью, где измеряется давление и открытую с другого конца
Рис. 1.16. Пьезометр
43
Рис. 1.17. Микроманометр
(рис. 1.16). Минимальный диаметр трубки определяется необхо-
димостью исключить влияние капиллярного поднятия.
Для повышения точности при измерении малых давлений при-
меняют микроманометры с наклонной трубкой, имеющие тем
большую шкалу /, чем меньше угол наклона 0 (рис. 1.17).
В качестве рабочей жидкости в зависимости от назначения
приборов могут служить ртуть, масло, бензин и т. д. Очевидно, од-
ному и тому же давлению соответствуют разные высоты столбов
жидкости в зависимости от их плотности р. Чем тяжелее жидкость,
тем требуется меньшая длина пьезометра. Если для измерения ма-
нометрического давления рм = 98,1 кПа высота трубки с водой
должна быть не меньше 10 м, то минимальная высота ртутного ма-
нометра при том же давлении
А £._ W
SP
= 0,735 м.
9,81-13,6
При измерении давления, большего 50 кПа, пользоваться пье-
зометрами с водой неудобно. Применение ртутных манометров
ограничивается обычно давлением рм = 300 кПа.
Рис. 1.18. Пружинный манометр
44
Жидкостные приборы обладают большой точностью и чувстви-
тельностью. Но применение их ограничено областью относительно
небольших давлений (в основном в лабораторных условиях).
Механические приборы. Среди этого типа приборов наиболее
распространены пружинные манометры и вакуумметры (рис.
1.18). В изогнутую трубку с запаянным концом поступает жид-
кость через открытый конец, присоединенный к месту измерения
давления. Под действием давления Жидкости трубка-пружина час-
тично распрямляется (в манометре) или сильнее сгибается (в ваку-
умметре). Через зубчатую передачу изменение положения трубки
передается стрелке прибора, которая показывает на градуирован-
ной шкале значение манометрического или вакуумметрического
давления.
1.3.7. Закон сообщающихся сосудов
Пусть на свободной поверхности в обоих сосудах одинаковое
внешнее давление (рис. 1.19). В общем случае в сосудах разные
жидкости с плотностями Р] и р2. Поверхность раздела жидкости
О—О является поверхностью равного давления ( в однородной
жидкости). Уравнение равновесия жидкости относительно гори-
зонтальной плоскости О—О запишется в виде
Po+gP\hx = P0 + gP2h2.
Отсюда
1 = Л (1-41)
А2 pt
При одинаковых давлениях на свободной поверхности высоты
двух разнородных жидкостей над плоскостью раздела обратно про-
порциональны их плотностям.
Рис. 1.19. Сообщающиеся сосуды
45
Если в сообщающихся сосудах жидкость однородная, то сво-
бодная поверхность в них устанавливается на одном уровне
(А, = Л2).
Случай, когда давления на свободной поверхности в сосудах не
равны, рассмотрен в 1.3.6 (пьезометр и ртутный манометр).
1.3.8. Закон Паскаля. Гидравлический пресс
Давление в любой точке покоящейся жидкости складывается
из внешнего давления р0 и давления, зависящего от глубины h по-
гружения точки под уровень (1.37). Следовательно, любое измене-
ние внешнего давления передается во все точки данного объема
жидкости.
При изменении давления в какой-то одной точке на Ьрх в дру-
гой точке давление также изменится на какое-то значение Дд2.
Тогда из основного уравнения гидростатики для жидкости, ос-
тающейся в покое, имеем
Л +ДЛ
+ <5 <2
р р
Отсюда, учитывая (1.35), получаем
Др, = Др2,
т. е. любое изменение давления в покоящейся жидкости передается
одинаково во все точки занятого ею пространства. Так формулиру-
ется закон Паскаля.
На этом законе основан принцип работы гидравлических ма-
шин. Рассмотрим одну из них.
Гидравлический пресс — это машина, которая используется для
получения больших усилий при прессовании, штамповке, испы-
тании материалов и т. п. Она состоит из двух сообщающихся ци-
линдров с поршнями малого dи большого Dдиаметров (рис. 1.20).
Первый (ныряло) соединен с рычагом, дающим дополнительный
выигрыш в силе. Если к рычагу приложена сила Ро, то на малый
поршень передается сила
Р =Р —
Следовательно, в жидкости под поршнем давление увеличива-
ется на величину
а
S S
где s — площадь поперечного сечения малого поршня.
46
Изменение давления передается во все точки занятого жидко-
стью пространства, а значит, и под большой поршень. Пренебре-
гая практически незначительной поправкой на разность высотных
положений нижней поверхности поршней, получаем силу давле-
ния на большой поршень:
Р = — = Р0--,
Др5 Ь 3
где S — площадь поперечного сечения большого поршня.
Отношение S/s называется передаточным числом; очевидно,
для цилиндров S/s = (D/d)1.
- Учитывая потери энергии на трение в движущихся частях вве-
дением КПД, получаем расчетную формулу
Р = Рй
(1.42)
Обычно т| = 0,80...0,85. В современных гидравлических прес-
сах развиваются усилия до 700 000 кН.
Машина с аналогичным устройством, но без неподвижной
плиты П представляет собой гидравлический подъемник.
Контрольные вопросы
1. Какие силы действуют на жидкость в состоянии абсолютного или от-
носительного покоя?
2. Как направлено к площади действия гидростатическое давление?
3. Зависит ли гидростатическое давление от ориентации площадки дей-
ствия?
47
4. Что необходимо осуществить для определения закона распределения
гидростатического давления в произвольном объеме покоящейся жидкости?
5. Что представляет собой основное уравнение гидростатики?
6. Что понимают под поверхностью равного давления и свободной по-
верхности?
7. Какова величина внешнего давления на свободной поверхности?
8. Как изменяется величина полного гидростатического давления в про-
извольной точке покоящейся жидкости от глубины погружения?
9. Как определяется величина манометрического (избыточного) давления?
10. В каком случае имеет место вакуум?
11. Величина какого давления определяется пьезометрической высотой?
12. Какой высоте соответствует величина полного гидростатического
давления в произвольной точке жидкости?
13. Как определяется полная потенциальная энергия, приходящаяся на
единицу массы жидкости?
14. На какую величину высоты столба жидкости отличается пьезометри-
ческий напор от полного гидростатического напора?
15. Какова величина пьезометрического напора всех точек покоящейся
жидкости?
16. Перечислите приборыдля измерения гидростатического давления.
17. Объясните закон сообщающихся сосудов.
18. Сформулируйте закон Паскаля в современной трактовке.
1.4. Гидродинамика
В гидродинамике рассматриваются законы механического
движения жидкостей, которые сплошь заполняют пространство,
не имея пустот или разрывов. Считается, что если частица жидко-
сти находится в какой-либо точке и обладает некоторой скоростью
и давлением в данный момент времени, то при перемещении этой
частицы на весьма малое расстояние в другую точку скорость и
давление также изменяются на весьма малую величину. Скорость
и давление считаются непрерывными функциями координат и
времени, если они заменяются с течением времени.
При движении жидкости действуют:
1) поверхностные силы (силы давления и внутреннего трения);
2) массовые (объемные) силы, пропорциональные массе дви-
жущейся жидкости, т. е. силы тяжести, силы инерции переносного
движения и кориолисова сила инерции.
Обычно силы известны, неизвестны же величины, подлежа-
щие определению: внутреннее давление и скорости движения в
различных точках жидкости.
Гидродинамическим давлением называется внутреннее давление
в жидкости при ее движении. Как и гидростатическое давление,
гидродинамическое давление обозначается буковой р.
48
Определение скорости, гидродинамического давления, их взаимо-
связи и сопротивлений движению жидкости составляет основную
задачу гидродинамики.
В ряде случаев в гидродинамике полагают, что жидкость лише-
на вязкости, т. е. является идеальной и несжимаемой. Такое пред-
положение позволяет упростить процесс получения искомых ре-
шений, которые затем должны быть обязательно исправлены с
учетом вязкости жидкости.
1.4.1. Виды движения жидкости
Неустановившееся движение —такое, при котором в каждой
данной точке пространства скорость движения и гидродинамиче-
ское давление с течением времени изменяется, т. е. можно запи-
сать что иир зависят не только от местонахождения точки, но и от
времени, в течение которого рассматривается движение.
и=Л(х, у, z, t); P=fi(x, у, z, t).
Установившееся движение — такое, при котором в каждой точ-
ке скорость и гидродинамическое давление с течением времени не
Изменяется, но в разных точках они могут быть различными, т. е. и
И р зависят только от координат рассматриваемых точек:
J u=<?i(x, у, z\, р = <?2(х, У, Z).
« Установившееся движение наблюдается, например, при исте-
чении воды из резервуара при неизменной отметке свободной по-
верхности.
i= Установившееся движение подразделяется на равномерное и
Неравномерное.
к? Равномерное движение характеризуется тем, что скорости, фор-
ма и площадь сечения потока не изменяются по длине.
к Неравномерное движение отличается изменяемостью скоро-
стей, глубин, площадей сечений потока по его длине.
► Из неравномерных движений следует отметить плавноизменяю-
Ъциеся движения, характеризующееся тем, что:
i а) линии тока имеют малую кривизну;
б) линии тока почти параллельны, вследствие чего живое сече-
ние можно считать плоским;
в) давления в плоскости живого сечения распределяются по
Гидростатическому закону, т. е.
z+— = const.
gP
I— 5845
49
Напорное движение происходит в тех случаях, когда поток огра-
ничен твердыми поверхностями со всех сторон, при этом в любой
точке потока гидродинамическое давление отличается от атмо-
сферного и может быть больше или меньше атмосферного. Движе-
ние в этом случае происходит под действием давления (напора),
создаваемого, например, насосом или водонапорной башней —
движение в водопроводных и других трубах.
Безнапорное движение отличается тем, что поток имеет свобод-
ную поверхность, находящуюся под атмосферным давлением.
Безнапорное движение происходит под действием сил тяжести.
1.4.2. Линия тока и элементарная струйка
Траекторией называется путь, проходимый данной частицей
жидкости в пространстве за определенный промежуток времени.
При установившемся движении форма траекторий не изменяется
во время движения. При неустановившемся движении непрерыв-
но изменяются и величины, и направления скорости движения.
Траектории движения частиц в этом случае также непрерывно из-
меняются во времени.
Рассматривая пространство, занятое движущейся жидкостью,
установим понятие о линии тока. Выберем в этом пространстве
произвольную точку 1 (рис. 1.21) и построим в ней вектор скоро-
сти, изображающий по величине и направлению скорость и{ в этой
точке в данный момент времени. На этом же векторе наметим точ-
ку 2, отстоящую от точки 1 на весьма малом расстоянии, и в ней
построим вектор скорости, также изображающий скорость и2 в
этой точке в тот же момент времени. Далее на векторе скорости и2
возьмем точку 3 также на весьма малом расстоянии от точки 2 и в
ней построим вектор скорости и3 и в тот же момент времени. Если
расстояния между точками 1, 2, 3 и т. д. уменьшать, устремляя их к
нулю, то в пределе 1 — 2 — 3... — превратятся в кривую. Эта линия
называется линией тока.
Линия тока — кривая, проведенная через ряд точек в движу-
щейся жидкости таким образом, что в каждой из этих точек в дан-
ный момент времени векторы скорости являются касательными к
кривой.
Следует различать линию тока и траекторию. Последняя ха-
рактеризует путь, проходимый одной определенной частицей. Ли-
ния тока характеризует направление движения в данный момент
времени различных лежащих на ней частиц.
При установившемся движении линии тока совпадают с тра-
екториями частиц жидкости. При неустановившемся движении
50
рн и не совпадают, так как каждая частица жидкости лишь одно
Мгновение находится на линии тока, которая сама существует
одно мгновение. В следующий момент существуют другие
Йинии тока, на одной из которых будет располагаться частица и
I. д. Если выделить в движущейся жидкости достаточно малый
контур, ограничивающий элементарно малую площадку As (рис.
1;22), то поверхность, образуемая линиями тока, проходящими че-
рез все точки этого контура, выделяет трубку тока. Если же через
все точки площадки As провести линии тока, то полученный объ-
|мный пучок линии тока будет называться элементарной струйкой
жидкости. Таким образом, элементарная струйка жидкости за-
полняет трубку тока и ограничена линиями тока, проходящими
ререз точки выделенного контура с площадью As.
| При неустановившемся движении непрерывно изменяются
июрма и местоположение элементарных струек.
Б Элементарные струйки жидкости при установившемся движе-
нии обладают следующими свойствами:
I 1) площадь поперечного сечения струйки и ее форма с течени-
ем времени не изменяются, так как не изменяются формы линий
гоков;
В 2) перетекание жидкости через боковую поверхность элемен-
тарной струйки не происходит;
I 3) во всех точках поперечного сечения элементарной струйки
Цжорости движения одинаковы вследствие малости площади по-
перечного сечения.
I Форма, площадь поперечного сечения элементарной струйки
Н скорости в различных поперечных сечениях струйки могут изме-
няться.
51
Живым сечением струйки называется элементарно малая пло-
щадка As, представляющая собой поперечное сечение струйки,
перпендикулярное линиям тока.
Расход элементарной струйки — объем жидкости, проходящей
через живое сечение струйки в единицу времени.
В гидравлике рассматривается струйчатая модель
движения жидкости, т. е. поток считается состоящим из
совокупности элементарных струек, имеющих различные скоро-
сти.
1.4.3. Гидравлические характеристики потока.
Расход и средняя скорость
В гидравлике различают следующие характеристики потока:
живое сечение, смоченный периметр, гидравлический радиус.
Живым сечением называется поперечное сечение потока, нор-
мальное ко всем линиям тока, его пересекающим. Таким образом,
при плавно изменяющемся (тем более при равномерном) движе-
нии живое сечение представляет собой плоскость, а при неплавно
изменяющемся может быть и криволинейной поверхностью. При
плавно изменяющемся движении реальной (вязкой) жидкости
давление в плоскости живого сечения распределяется по гидроста-
тическому закону.
Смоченный периметр — линия, по которой жидкость соприка-
сается с поверхностями русла в данном живом сечении. Длина
этой линии обозначается через х-
При напорном движении смоченный периметр совпадает с
геометрическим периметром, так как в каждом живом сечении нет
точек стенки, которые бы не соприкасались с жидкостью.
Гидравлическим радиусом R называется весьма важная характе-
ристика живого сечения, представляющая собой отношение пло-
щади живого сечения S к смоченному периметру х;
Л=5 (1.43)
X
Очевидно, что гидравлический радиус — величина линейная.
При напорном движении в круглой трубе гидравлический ра-
диус
nd2 (1.44)
R = —= -!_=-
X nd 4 ’
52
Т. е. гидравлический радиус равен четверти диаметра или половине
геометрического радиуса трубы г0.
При решении гидравлических задач часто приходится исполь-
зовать понятия расхода и средней скорости потока.
Расход жидкости — объем жидкости, протекающий в единицу
времени через данное живое сечение потока. Расход жидкости из-
меряется обычно в м3/с, дм3/с (или л/с), обозначается расход пото-
ка жидкости буквой Q, а расход элементарной струйки AQ.
Расход потока определится через расходы отдельных элемен-
тарных струек
Причем суммирование должно быть произведено по всему живому
сечению. Так как скорость движения и постоянная по всей площа-
ци As живого сечения элементарной струйки при установившемся
движении, то расход элементарной струйки оказывается равным
[ AQ=uAs, (1-45)
& расход потока
Q = ^AQ = ^uAs. (1.46)
L S3
i Применение формулы (1.46) в расчетах весьма затруднительно,
Гак как скорости в разных струйках живого сечения потока различ-
ны. У стенок труб местные скорости меньше, а ближе к оси труб
Местные скорости увеличиваются. Поэтому в практических расче-
тах пользуются понятием средней скорости потока.
| Средняя скорость потока в данном сечении — воображаемая,
фиктивная скорость потока, одинаковая для всех точек данного
живого сечения, с которой через живое сечение проходил бы рас-
|рд, равный фактическому.
| Только в точках живых сечений, отстоящих от свободной по-
верхности примерно на 0,6 глубины и на 0,223 г0 от стенки в трубо-
проводе, местные скорости действительно равны средней скоро-
₽ги. В других точках местные скорости больше или меньше сред-
I При неравномерном движении средняя скорость в различных
живых сечениях по длине потока различна. При равномерном дви-
жении средняя скорость по длине потока постоянна во всех живых
течениях.
53
Средняя скорость обозначается буквой и (не следует смеши-
вать это обозначение с обозначением местной скорости и).
Если в формуле (1.46) заменить местные скорости и в каждой
элементарной струйке средней скоростью, то получим:
0 = ^иД$ = и^Д$
S S
ИЛИ
Q = s». (1.47)
Расход потока в данном сечении равен произведению площади жи-
вого сечения потока s на среднюю скорость и в этом сечении.
Отсюда имеем
и = 2; (1-48)
5
S_Q (1-49)
и
Последние три формулы очень важны и весьма часто использу-
ются в гидравлических расчетах.
1.4.4. Уравнение неразрывности для элементарной
струйки и потока жидкости при установившемся
движении
В гидравлике обычно рассматривают потоки, в которых не об-
разуются разрывы и не заполненные жидкостью пустоты, т. е. жид-
кость сплошь заполняет пространство.
Рассмотрим элементарную струйку несжимаемой жидкости
при установившемся движении. Выделим сечения 1 — 1 vt 2 — 2,
расположенные на расстоянии А/ одно от другого (рис. 1.23). Здесь
А^! и Ал2 — площади живых сечений; щ и м2 скорости; AQt и
А02 — расходы элементарной струйки в сечениях.
Очевидно, что АС?! = As^ и AQ2 = As2m2, причем втекает в
рассматриваемый отсек, а Д02 — вытекает.
Учитывая, что форма элементарной струйки не изменяется с
течением времени, поперечный приток и отток невозможен, так
как скорости на боковой поверхности струйки направлены по ка-
сательным к линиям тока, из которых состоит эта боковая поверх-
ность, получаем, что расходы AQj и AQ2 равны, т. е.
А5|Д| As2m2.
(1.50)
54
Рис. 1.23. Элементарная струйка несжимаемой жидкости
при установившемся режиме движения
Аналогичные соотношения можно написать для любых двух
цёчений элементарной струйки, расположенных вдоль нее:
iqAsj = m2As2 = — = u&s = AQ = const. (1-51)
Это и есть уравнение неразрывности для элементарной струйки
есжимаемой жидкости при установившемся движении.
Ж Если выделить в потоке два любых сечения, отстоящих на не-
ютором расстоянии, то, просуммировав по каждому из живых се-
яний обе части в уравнении (1.50),
£“1^1 =£«2^2,
Кблучим уравнение неразрывности для потока при установившемся
движении.
Qt — Q2 = Q = const
ли
UjSj = u2s2 = ... = us = Q = const. (1-52)
Таким образом, в отмеченных условиях расход, проходящий
Срез все живые сечения потока, неизменен, несмотря на то, что в
фондом сечении средняя скорость и площадь живого сечения мо-
ут быть различны.
Из (1.52) получим важное соотношение
^l = £2_> (1.53)
? °2 ’
К е. средние скорости обратно пропорциональны площадям живых
Прений потока, которым соответствуют эти средние скорости.
» Уравнение неразрывности (1.52) является одним из основных
Равнений гидродинамики.
55
1.4.5. Уравнение Бернулли для элементарной
струйки идеальной (невязкой) жидкости
Рассмотрим элементарную струйку идеальной жидкости при
установившемся движении. Выделим сечениями 1 — 1 и 2 — 2 от-
сек этой струйки (рис. 1.24). Высотное положение центров тяже-
сти живых сечений относительно произвольно расположенной
плоскости сравнения 0 — Охарактеризуется ординатами zx и z2-
Давления в центрах сечений рх и р2, скорости их и м2 соответст-
венно.
Условимся, что на отсек действуют только силы тяжести и
силы гидродинамического давления (силы внутреннего трения от-
сутствуют, поскольку жидкость невязкая).
За малый промежуток времени Д/ частицы жидкости из 1 — 1
переместятся в 1 ’ — 1' на расстояние Д^ = ихЫ, а частицы из
2—2—в 2' — 2' на расстояние Д/2 = м2ДЛ
Применим теорему кинетической энергии. Согласно теореме
приращение кинетической энергии отсека должно быть равно
сумме работ всех сил, действующих на отсек, при указанном дви-
жении.
Работу производят силы тяжести и силы давления, действую-
щие по крайним живым сечениям струйки. Направление по нор-
мали к боковым поверхностям струйки (к направлению движения)
давления окружающей массы невязкой жидкости работы не про-
изводят.
Работа сил давления
Px&SxUxkt — p2&S2U2&t = &Q&t(px — Р2),
Рис. 1.24. Элементарная струйка идеальной жидкости при установившемся
режиме движения
56
где
&Q l^A^-
Работа сил тяжести эквивалентна (равна) работе, совершаемой
удалой тяжести массы жидкости участка 1 — Г при перемещении
даа разность высот (zt - z2), т. е.
- z2) = gpAsAs,(zi - z2) = gpfau^ttzi - z2) = gpAQAz(^ - z2).
I* Приращение кинетической энергии отсека за Az равно разно-
сти кинетических энергий элементов 1 — 1' и 2 — 2так как в
{пределах участка 1' — 2при установившемся движении кинетиче-
|ская энергия остается постоянной. Тогда
Ат,и,2 hm.u, к Пк и1. к Пк и2
----4_L = pAQAZ-^--pAQAZ^-.
Далее, приравнивая приращение кинетической энергии рабо-
Це сил тяжести, получаем
pAQAZ
= pA(?AZ(zl -Z2).
Разделив обе части на pAQAz, получим
2 2
Р\ Р2 ^2
^i+—+-z-=gz2+— = -^
р 2 р 2
(1.54)
Это и есть уравнение Бернулли для элементарной струйки невяз-
ВЬй жидкости при установившемся движении под действием сил
ВЫести.
1.4.6. Интерпретация уравнения Бернулли
для установившегося движения
Уравнение Бернулли можно интерпретировать с различных
Позиций: с геометрической и энергетической.
[ Положение рассматриваемой частицы жидкости определяется
вертикальной координатой z- Величина gz выражает потенциаль-
<ую энергию жидкости массой М = 1, поднятой от плоскости 00на
высоту z, т. е. gz — удельная (отнесенная к массе) потенциальная
Й^ргия положения. Величина р/р выражает удельную (отнесен-
ию к массе) потенциальную энергию давления. Энергетический
Йысл первых двух членов уравнения Бернулли таков же, как и в
57
(1.55)
гидростатике: gz + р/р — удельная потенциальная энергия жидко-
сти. Третий член i?/2 представляет собой кинетическую энергию
жидкости массой М = 1 (удельную кинетическую энергию), так как
разделив кинетическую энергию на массу, получим
Ми2 и2
2 2
Из уравнения Бернулли (1.54) для струйки невязкой жидкости
следует, что полная удельная энергия постоянна по длине струйки.
Разделив все члены уравнения на ускорение свободного паде-
ния, получим их в линейной размерности:
7 S -7 4^
+—+ч-----+—+Т“
gp 2g gp 2g
Отметим, что в такой записи члены уравнения (1.55) выражают
удельную энергию, отнесенную к весу (Mg = G).
Как и в гидрастатике, величину z называют высотой положения,
а величину p/gp — пьезометрической высотой. Сумма первых двух
членов уравнения (1.55) z+p/gp — пьезометрический напор. Тре-
тий член уравнения и2/2g — также линейная величина. Как извест-
но, жидкость, начавшая двигаться вертикально со скоростью при
отсутствии сопротивления движению, поднялась бы на высоту
и2/2g. Этот член уравнения Бернулли называется скоростной высо-
той или скоростным напором. Все члены уравнения Бернулли
можно изобразить графически (рис. 1.25).
Если откладывать вертикально от произвольной горизонталь-
ной плоскости высоты Z] и z2 (до рассматриваемых точек), а затем
пьезометрические высоты px/gp и PjJgp, скоростные высоты u\/2g
и i/t^g, то для невязкой жидкости концы сумм отрезков
Z] + P\/gp + u\/2g и Z2 + Рг/gP + w22/2g расположатся на горизон-
тальной линии, называемой напорной линией (плоскостью). Концы
отрезков z + p/gp соединены пьезометрической линией. Пьезомет-
рическим уклоном называется отношение
р\
SP,
Z[ +El _ Z2 +h_
in=L-^L ~~
i
тле l— расстояние между двумя сечениями (на рис. 1.25 они пока-
заны штриховой линией).
Сумму трех высот называют гидродинамическим напором Н. Из
уравнения Бернулли (1.55) для струйки невязкой жидкости следу-
ет, что гидродинамический напор постоянен подлине струйки.
58
Напорная плоскость
Рис. 1.25. Графическое изображение составляющих
уравнения Бернулли
Если при плавно изменяющемся безнапорном движении опус-
тить в поток так называемую трубку Пито, нижний конец которой
изогнут под прямым углом, навстречу потоку, то вода в трубке под-
нимется над свободной поверхностью, где давление равно атмо-
сферному, на высоту h = и1/2g (рис. 1.26, о).
I При определении местных скоростей в напорном потоке при-
меняется система из двух трубок, одна из которых представляет со-
вой обычный пьезометр, показывающий пьезометрический напор
|/gp, а другая изменяет величину напора z+p/gp + w2/2g (рис. 1.26,
в). Разность уровней h в обеих трубках представляет собой скоро-
стной напор i?/2g.
I Местные скорости определяются с помощью трубки Пито по
формуле
I u=kj2gh,
Це к — поправочный коэффициент, определяемый для каждой
Юубки опытным путем.
Рис. 1.26. Трубка Пито
59
1.4.7. Уравнение Бернулли для элементарной
струйки реальной (вязкой) жидкости
При движении элементарной струйки реальной жидкости об-
щий запас удельной механической энергии не может оставаться
постоянным, как это рассматривалось при движении идеальной
жидкости. Дело в том, что при движении реальной жидкости
вследствие ее вязкости возникают сопротивления движению, на
преодоление которых затрачивается часть механической энергии.
При продвижении от одного сечения к другому удельная энер-
гия в струйке (а значит, и напор) будет уменьшаться. Энергия в
первом (вышерасположенном по течению) сечении при движении
вязкой жидкости всегда больше, чем во втором (нижерасположен-
ном) сечении, на значение потерь удельной энергии между этими
сечениями. Потери удельной энергии можно выразить через поте-
ри напора йтр. Как и все остальные члены уравнения (1.55), hTp име-
ет линейную размерность. Окончательно уравнение Бернулли для
струйки реальной жидкости имеет вид
2 2
Pl Ul Pl и2 !
-+~-=z2 +—-'~+h-w’
gp 2g gp 2g
(1.56)
т. e. отличается от (1.54) наличием потерь напора.
В этом случае напорная линия (линия удельной энергии) будет
снижаться по направлению движения.
1.4.8. Уравнение Бернулли для потока реальной
жидкости при плавно изменяющемся движении
Рассмотрим состоящий из множества элементарных струек
поток реальной жидкости в трубопроводе. Именно такого рода по-
токи представляют наибольший практический интерес.
Выделим участок потока, ограниченный сечениями, в которых
движение является плавно изменяющимся. Отметим, что движе-
ние на протяжении участка между этими сечениями не должно
быть обязательно плавно изменяющимся, чтобы применить урав-
нение Бернулли.
Так как при плавно изменяющемся движении давления рас-
пределяются по гидростатическому закону gz+р/р = const, то ка-
кую бы точку в пределах данного живого сечения ни выбрали,
удельная потенциальная энергия Еп =gz + р/р будет иметь одно и
тоже значение.
60
В пределах живого сечения местные скорости различны и кине-
еская энергия в разных местах живого сечения также различна.
Обозначим удельную кинетическую энергию Ек. Тогда кине-
еская энергия массы жидкости М получится как произведение
'К*
Переход от элементарной струйки к потоку реальной жидкости
кно осуществить таким образом. Кинетическая энергия части-
массы т, имеющей скорость и, будет ти2/2 и для всего потока в
[ном сечении s суммарная энергия
_V"1 ww2 _у<рД0м2 _yr'P^SU2
2 2 2 ’
Энергия, вычисленная по средней скорости и в сечении пото-
-Mv>2 - rQ°2 -
<и> 2 2 2
(1-57)
^k(u) ДЯ)3 Я>3
pso3
Если принять и = и ± Дм, то после преобразований получим
1 З^ГДмУА (1.58)
а =1Н—/, — ,
5 I U J
. е. а > 1, Ек > Дс(и).
( Коэффициент а называют коэффициентом кинетической энер-
ш, или коэффициентом Кориолиса. Он представляет собой отно-
шение действительной кинетической энергии жидкости, проте-
Ьощей в единицу времени через живое сечение, к кинетической
«ергии, которой обладал бы поток при том же расходе, если бы
сорости во всех точках живого сечения были одинаковыми и рав-
ялись средней скорости.
Таким образом, для перехода к уравнению Бернулли примени-
|пьно к реальной жидкости получено соотношение
„ „ г аи2
= аД:(и) ИЛИ Ек = — .
61
Тогда удельная энергия потока реальной жидкости при плавно
изменяющемся движении равна
с г j. г - j. Р а°2 (1-59)
Е — Ео + Ек = gz + -+—- •
Р 2
Переходя к напору, имеем
<w2 (1-60)
н = zi---1-----•
gp 2g
Неравномерность распределения скоростей по живому сече-
нию сказывается и на количестве движения. Коэффициент количе-
ства движения (или коэффициент Буссинеска), применяемый в
ряде других формул, имеет вид
, КД lvfwY.
кдм 5Я»;
он получается равным
1 / л \2
, . 1 v,( Aw ] .
а =1н—2J — As
s , I и J
и принимается количественно а' ® 1,02... 1,03.
На рис. 1.27 показан продольный профиль потока; в сечении
1—1 напор равен Нь в других сечениях (2 — 2,3 — 3) напор будет
62
меньше, чем Hif на значение потерь напора h{_2, h{_3, соответст-
вующих потерянной энергии.
Тогда, обозначая потери напора в общем виде Атр, имеем урав-
нение Бернулли для потока реальной жидкости при плавно изме-
няющемся движении:
7 .Pi ,aiu. _7 . Р2 ,а1и2 ,h
Zj +—+—---z2 +—+——+Лтр •
go 2g go 2g
(1.61)
Это уравнение можно применять при равномерном движении,
$.для видов неравномерных движений — только при плавно изме-
няющемся движении.
I Напорная линия (линия удельной энергии) понижается по на-
правлению движения.
I Гидродинамический уклон — отношение потерь напора к длине,
|йа которой эти потери происходят:
(1.62)
Если падение напора по длине неравномерно, то используют
Понятие гидравлического уклона в рассматриваемом сечении:
. f Р аи2'
А +— (1.63)
7_ _ I gP 2g J
А/ А/
Уклон — величина положительная, а с увеличением / напор
Уменьшается, т. е. дробь отрицательна, и поэтому ставится знак
(«инус.
К При равномерном движении гидравлический и пьезометриче-
ский уклоны равны между собой, так как средние скорости во всех
(&<вых сечениях потока одинаковы.
1.4.9. Виды гидравлических сопротивлений
и потерь напора. Экспериментальное
определение потерь напора
При движении жидкости в трубах происходят затраты энергии
|ртока на преодоление сопротивления движению (потери напо-
ft). Эти потери напора в общем виде могут быть получены из урав-
нения Бернулли для реальной жидкости при плавно изменяющем-
Й движении:
63
P aiui
z-i +—+~±-L
gp 2g
Jr , a2»2
I gP 2g
(1-64)
Возникающие при движении жидкости сопротивления (гид-
равлические сопротивления) можно разделить на два вида: сопро-
тивления по длине потока и местные сопротивления. Первые из
них проявляются по всей длине потока, пропорциональны длине
участков труб и обусловлены силами трения.
Местные сопротивления обусловлены различными конструк-
тивными элементами и местными преградами (препятствиями) в
потоке (поворот потока, колено, отвод, тройник, сужение или рас-
ширение русла, кран, задвижка и т. п.). Соответственно видам гид-
равлических сопротивлений потери напора разделяются на потери
напора по длине и местные потери напора hM.
При проведении расчетов используют принцип наложения по-
терь, заключающийся в том, что общую потерю напора условно
рассматривают как сумму потерь напора, вызываемых каждым со-
противлением в отдельности, т. е.
+ (1.65)
где Ейд, — сумма потерь напора по длине на всех участках рассчи-
тываемого трубопровода или открытого русла, Ейм — сумма всех
местных потерь напора.
Следует отметить, что существует интерференция (взаимное
влияние) местных сопротивлений, расположенных близко друг к
другу в потоке, и в некоторых случаях суммарная потеря напора не
равна простой сумме потерь напора.
Взаимное влияние сопротивлений еще недостаточно изучено,
и в дальнейшем при расчете потерь напора следует основываться
на выражении (1.65).
Согласно уравнению Бернулли для определения потерь напора
Агр по (1.64) на каком-либо участке потока между сечениями 1—1
и 2— 2 (рис. 1.28, 1.29) следует измерить разности высот положе-
ния Zi — Z2, показаний пьезометров (pi — p^/go и скоростных напо-
ров оци2]/^ — a2u\/2g). Определение hTp упрощается, если движе-
ние в трубе равномерное, т. е. и! = и2 и ai = а2- Тогда общая потеря
напора определяется следующим образом:
^тр
(1.66)
64
Рис. 1.28. К определению потерь на-
пора йгР в трубопроводе
Рис. 1.29. К определению потерь
напора Аф в открытом русле
Если труба горизонтальная, то = Zi и формула (1.66) получит
следующий вид:
= (1-67)
gp gp
Т.4.10. Общие формулы для определения
потерь напора
Все потери напора (и местные, и пр длине) выражаются в об-
|(ем виде по формуле Вейсбаха:
, -г°2
йтр
(1.68)
е. через скоростной напор. Коэффициент потерь £ показывает
>лю скоростного напора, затрачиваемого на преодоление данно-
t сопротивления. Если определяются местные потери напора, то
формуле (1.68) коэффициент £ записывается с индексом «м» (ме-
няя потеря напора):
лм=См^,
2g
(1.69)
— коэффициент сопротивления для данного местного со-
хгивления.
При равномерном движении жидкости потери напора по дли-
также могут быть выражены формулой
65
h =, (1.70)
"дл ^ДЛ ~ ’
2g
где^д, — коэффициент потерь по длине; и — средняя скорость по-
тока.
Коэффициент сопротивления по длине
с =X-L, <|71>
Ч” 4R
где А, — коэффициент сопротивления трения по длине (коэффи-
циент Дарси); / — длина рассматриваемого участка; R — гидрав-
лический радиус.
Если рассматривать напорное движение в трубах кругового по-
перечного сечения диаметром d то, так как 47? = d.
г О-72)
а
Окончательно формулы для потерь напора по длине имеют вид
(формула Дарси — Вейсбаха):
и для круглых труб
= 1_^_ (1.74)
м dig'
Коэффициенты £ и А, — величины безразмерные.
1.4.11. Формулы для определения средней скорости
и расхода при равномерном движении жидкости
Из формулы (1.73) можно найти среднюю скорость:
и= (1.75)
V А, / ’
Если обозначить
С= К 1=^-,
V A, I
66
to формула (1.75) примет вид
» = Cy[RI. (1.76)
Полученная формула называется формулой Шези. Коэффици-
ент Шези С в отличие от безразмерного коэффициента X имеет
размерность [м°’5/с].
С учетом того, что Q = so, получим формулу для расхода при
равномерном движении
Q = sC4RI . (1.77)
Преобразуем формулу Шези (1.75):
fa/gW (1-78)
Величину gRI, имеющую размерность скорости, обозначают «»
И называют динамической скоростью:
t и. = ^RI. (1.79)
’ 1.4.12. Ламинарный и турбулентный режимы
движения жидкости
’ Многочисленные экспериментальные исследования гидрав-
лических сопротивлений показывают, что потери удельной энер-
гии при движении существенно зависят от того, какой режим дви-
жения наблюдается в потоке — ламинарный или турбулентный.
Существование того или иного режима движения определяется
поведением частиц жидкости.
Наглядное представление о характерных признаках ламинар-
ого и турбулентного режимов движения можно получить, если
ровести исследования этих режимов на опытной установке, схе-
матически изображенной на рис. 1.30.
В состав установки входит бак Б, наполненный исследуемой
мд костью, присоединенная в нижней части бака стеклянная (или
^полненная из какого-либо другого прозрачного материала) тру-
а Тс плавным входом и размещенный над большим баком ма-
енький бачок С, наполненный окрашенной жидкостью (раство-
рм краски) с плотностью, близкой к плотности жидкости в баке
I, От бачка отходит тонкая трубка Тх, входящая в трубу Т. Трубы Т
I’ Тх снабжены для регулирования расхода жидкости и краски кра-
67
Рис. 1.30. Опытная установка для исследования ламинарного
и турбулентного режимов движения жидкости
нами К и Р соответственно. Исследуемая жидкость из трубы Т сли-
вается во время опыта в мерный сосуд.
При неизменном диаметре трубы Тв зависимости от величины
средней скорости движения жидкость имеет различные характер-
ные особенности. При малых скоростях струйка краски движется,
не смешиваясь с остальными слоями жидкости (рис. 1.31, а). Если
пустить несколько подкрашенных струек, то они также будут дви-
гаться, не перемешиваясь между собой и не смешиваясь с осталь-
ной массой жидкости. Линии тока в трубке при этом устойчиво
прямолинейны.
При несколько увеличенном расходе и, следовательно, увели-
чивающейся средней скорости окрашенная струйка искривляется.
Струйка начинает пульсировать (колебаться в пространстве), что
свидетельствует о наличии непрерывных изменений (пульсаций)
скорости во времени в различных точках.
При дальнейшем увеличении скорости и увеличении пульса-
ции окрашенная струйка распадается, перемешиваясь с остальной
массой жидкости, при этом наблюдаются заметные завихрения по
всему сечению трубы (рис. 1.31, б).
Режим движения, при котором отсутствуют пульсации скоро-
сти и перемешивание частиц, называется ламинарным (от латин-
ского слова lamina — слой) режимом движения.
Режим движения, характерной особенностью которого являет-
ся перемешивание частиц и пульсации скорости, называется тур-
булентным (от латинского слова turbulentus — беспорядочный) ре-
жимом движения.
68
Рис. 1.31. Характерные особенности ламинарного (а) и турбулентного (б)
режимов движения жидкости
Ламинарный режим движения встречается чаще всего при дви-
кении по трубам жидкостей с большой вязкостью (нефти, нефте-
продуктов и т. д.), а также при движении воды в тонких капилляр-
ах трубках и порах грунта.
Турбулентный режим встречается в большинстве случаев гид-
ютехнической и гидромелиоративной практики (движение воды в
рубах, каналах, реках и т. п.).
j Многочисленные экспериментальные дан-
ные подтверждают, что при разных режимах
Вижения жидкости потери энергии по-разно-
му зависят от скорости движения.
Если полученные из опытов потери напора
и, и среднюю скорость и изобразить на лога-
1йфмическом графике (рис. 1.32), то для лами-
гарного режима (отрезок ЛА) можно записать:
Ig/tjp = Iga + Igo, (1-80)
Б для турбулентного режима движения (отре-
Бок ВК)
Ig/Z-rp = lgZ> + wilgo. (1.81)
Из (1.80) и (1.81) следует, что для ламинар-
ного и турбулентного режимов соответственно
(1.82)
О
А
Рис. 1.32. Логариф-
мический график за-
висимости потерь
напора йгр от средней
скорости о для лами-
нарного и турбулент-
ного режимов движе-
ния жидкости
ьлам
^тр.турб Ь® ,
(1.83)
69
Коэффициент т перед Igo является тангенсом угла наклона
данного отрезка по отношению к оси абсцисс. При ламинарном
режиме движения т = 1, а при турбулентном режиме движения
т = 1,75—2,0.
Таким образом, потери удельной энергии (напора) по длине
при ламинарном режиме движения пропорциональны средней
скорости в первой степени, а при турбулентном режиме — сред-
ней скорости в степени, выше первой, изменяющейся от 1,75
до 2,0.
1.4.13. Число Рейнольдса
Существование двух резко отличных друг от друга режимов
движения было установлено опытным путем английским физиком
Рейнольдсом в 1883 г. в результате исследований, проведенных на
установке (см. рис. 1.30). Рейнольдс установил, при каких услови-
ях может происходить переход от одного режима к другому. Оказа-
лось, что режим движения можно поставить в зависимость от ди-
намической вязкости жидкости ц, средней скорости движения и,
плотности жидкости р и диаметра трубопровода d (в более общем
случае от какого-либо характерного геометрического размера по-
перечного сечения потока, например, гидравлического радиуса R,
глубины потока h—для достаточного широких русл и т. п.).
Рейнольдсом была предложена учитывающая влияние всех пе-
речисленных факторов безразмерная величина, названная позже
числом Рейнольдса, обозначаемая
Re = 2^P. (1-84)
И
Так как р/р = v (v — кинематическая вязкость жидкости), то
число Рейнольдса записывается в виде
Re=—. <L85>
V
При составлении числа Рейнольдса можно использовать (кро-
ме диаметра трубопровода) и другие линейные геометрические ха-
рактеристики поперечного сечения.
Тогда
Re^ =—; ReA =—. (L86)
V V
70
Отметим, что число Рейнольдса, выраженное через диаметр
трубы, не имеет индекса в обозначении Re.
В результате точных опытов, проведенных в достаточно длин-
ных трубах при отсутствии различных местных сопротивлений,
вносящих возмущения в поток, установлено, что режим движения
будет устойчиво ламинарным, когда число Рейнольдса в данных
условиях меньше некоторого предельного значения, называемого
критическим числом Рейнольдса и обозначаемого ReKp или Re^Kp.
, Критическое число Рейнольдса имеет следующие значения,
найденные опытным путем: для круглых живых сечений
ReKp = 2320; для некруглых сечений Refep = 580 с учетом того, что
при напорном движении в круглой цилиндрической трубе R — d/b.
Следовательно,
Чтобы определить режим движения в потоке, следует найти
^исло Рейнольдса Re или Res (по известным и, v, d или R) и срав-
нить его с критическим числом Рейнольдса ReKp или ReAtcp.
При этом, если
Re < ReKp или Res < RefiKp,
режим движения ламинарный, если
Re > ReKp или ReA > Retop,
Jo режим движения турбулентный.
1.4.14. Понятие о гидравлически гладких
и шероховатых трубах
Потери напора по длине потока могут весьма существенно за-
висеть от характеристик шероховатости стенок трубы, в которых
происходит движение. Поверхность стенок, ограничивающих по-
ток, всегда отличается от идеально гладкой поверхности наличием
выступов и неровностей. Величина и форма этих выступов зависят
ОТ материала стенки, от его обработки, условий эксплуатации, в
Процессе которой может возникнуть коррозия, могут выпасть и
осесть на стенках твердые частицы наносов и т. п. В дальнейшем
будем представлять стенки труб покрытыми однородными бугор-
ками со средней абсолютной высотой выступа шероховатости,
^означаемой Д.
71
В зависимости от того, как относятся размеры выступов шеро-
ховатости и толщина ламинарной пленки, все трубы могут быть
(при турбулентном режиме движения) подразделены на три вида.
Если высота выступов шероховатости А меньше, чем толщина
ламинарной пленки (А < 8), то в этом случае шероховатость стенок
не влияет на характер движения и соответственно потери напора
не зависят от шероховатости, а стенки называются гидравлически
гладкими.
Когда высота выступов шероховатости превышает толщину
ламинарной пленки (А > 8), то потери напора зависят от шерохо-
ватости, и такие трубы называются гидравлически шероховатыми. В
третьем случае, являющемся промежуточным между двумя выше-
указанными, абсолютная высота выступов шероховатости при-
мерно равна толщине ламинарной пленки. В этом случае трубы от-
носятся кпереходной области сопротивления.
Толщина ламинарной пленки определяется по формуле
3 -ЗО* <187>
Re>/%
Итак, различают стенки (трубы, русла) гидравлически гладкие
и шероховатые. Такое разделение является условным, поскольку,
как следует из формулы (1.87), толщина ламинарной пленки об-
ратно пропорциональна числу Рейнольдса (или средней скоро-
сти). Таким образом, при движении вдоль одной и той же поверх-
ности с неизменной высотой выступа шероховатости в зависимо-
сти от средней скорости (числа Рейнольдса) толщина ламинарной
пленки может изменяться. При увеличении числа Рейнольдса тол-
щина ламинарной пленки 8 уменьшается и стенка, бывшая гид-
равлически гладкой, может стать шероховатой, так как высота вы-
ступов шероховатости окажется больше толщины ламинарной
пленки и шероховатость станет влиять на характер движения и,
следовательно, на потери напора.
Для последующих практических расчетов можно принимать
ориентировочные значения высоты выступа шероховатости для
труб: новые стальные и чугунные — А » 0,45...0,50 мм; бывшие в
эксплуатации (так называемые «нормальные») — А« 1,35 мм.
Таким образом, зная высоту выступа шероховатости и опреде-
лив толщину ламинарной пленки, можно, сравнив их размеры,
определить, гидравлически гладкой или гидравлически шерохова-
той будет стенка, ограничивающая поток в трубе.
72
1.4.15. Местные потери напора
Местные потери напора можно выразить как скоростной на-
пор, соответствующий скорости до препятствия в потоке, так и че-
рез скоростной напор, подсчитанный по скорости за этим препят-
ствием. Обычно в формулу Вейсбаха подставляют среднюю ско-
рость за препятствием и2 и в справочниках приводят коэффициент
местных сопротивлений (потерь) применительно к этому скорост-
ному напору u22/2g. Иногда коэффициенты местных потерь даются
для скоростного напора u2t/2g, где — средняя скорость до пре-
пятствия. Это обстоятельство нужно учитывать при пользовании
справочниками. Из уравнения неразрывности следует, что при по-
стоянном расходе скорости в двух сечениях относятся обратно
пропорционально площадям живых сечений. Тогда, если одну и ту
же местную потерю напора выразить через средние скорости до
препятствия ut и после него и2, то получим
h =r (L88)
Чм Л Л
2g 2g
отсюда
G. V, G. U2J
где —площадь живого сечения до препятствия; s2— площадь жи-
вого сечения за препятствием.
Приводимые ниже значения коэффициентов потерь даются
применительно к скоростному напору за самим сопротивлением
(кроме потерь на внезапное расширение, где даются коэффициен-
ты £'вР До сопротивления и £вр на его выходе). Отметим, что для
большинства местных сопротивлений £м не зависит от Re при
Re > 5000... 10 000. При меньших Re коэффициент С,м увеличива-
ется.
Рассмотрим некоторые виды местных сопротивлений и их ко-
эффициенты.
1 1. Внезапное расширение. В этом случае (одном из немногих)
Можно найти выражение для потери напора теоретическим путем.
При внезапном расширении потока в трубке от площади s, до
Площади s2 (рис. 1.33) жидкость не растекается по контуру излома
стенок, а следует по более плавным линиям токов. Близ стенок об-
73
1
Рис. 1.33. Внезапное расширение потока
разуется пространство, в котором жидкость находится во враща-
тельном движении.
Происходящая при внезапном расширении потеря напора мо-
жет быть найдена с помощью уравнения Бернулли для потока ре-
альной жидкости, записанного для сечений АВ (7—7) и CD
(2 — 2), где движение можно считать плавно изменяющимся.
Тогда
^вр
। А । а1цГ
gp 2g ,
q2u2
2g
Рг
+—+
I gp
Чтобы выразить йвр только через средние скорости, следует
применить теорему о количестве движения, согласно которой се-
кундное приращение количества движения рассматриваемой сис-
темы равно сумме проекций на ось потока внешних сил. Силами
трения пренебрегаем из-за малости участка. Силы реакции на
стенках нормальны оси потока. Следовательно, проектируются
только силы гидродинамического давления в сечениях АВ и CD и
силы тяжести.
Произведя необходимые преобразования, получим
_и2(а;и2-а;и), а2и*
Л-Р---------~g-----+~g-------<1.89)
Поскольку в рассматриваемых сечениях коэффициент Корио-
лиса мало отличается от единицы, принимаем a'] = a'2 = сц =
= a2 = 1.
74
Тогда
(1-90)
Называя разность (vi — и2) потерянной скоростью, можно ска-
зать, что потеря напора при внезапном расширении равна скоростно-
му напору, подсчитанному по потерянной скорости (теорема Борда).
Формулу (1.90) можно записать
(1.91)
I ° 1 J 2S
С учетом того, что по уравнению неразрывности О]= u2s2,из
|(1.91) и, (1.92) получим
2g
2g
Отсюда потери при внезапном расширении можно подсчитать
fio любой из следующих формул:
где
(1.93)
75
С = £l_i
Sep x
lsl
2
(1.94)
2. Внезапное сужение потока. При внезапном сужении (рис.
1.34), так же как и при внезапном расширении, создаются про-
странства с вальцами вращающейся жидкости. Коэффициент
BC
= ^--1
5.
внезапного сужения £вс зависит от соотношения площадей живого
сечения (большее сечение) и s2 (меньшее сечение).
Средние значения коэффициента приведены в табл. 1.12.
Таблица 1.12
£l Si 0,01 0,10 0,20 0,40 0,60 0,80 1,0
0,50 0,45 0,40 0,30 0,22 0,12 0
3. Вход в трубу. Если труба присоединена перпендикулярно
стенке бака и кромка входного отверстия острая (рис. 1.35), то
£вх = 0,5. При скругленной кромке на входе £вх = 0,20...0,25, а при
весьма плавном очертании входной кромки £вх = 0,05...0,10. Если
труба присоединена под углом р к горизонту (кромка острая), то
£вх = 0,5 + 0,303 sin р + 0,226 sin2p. (1.95)
Рис. 1.34. Внезапное сужение потока
Рис. 1.35. Вход потока
в трубу
76
Рис. 1.36. Выход потока
в бак (неподвижная жид-
кость)
Рис. 1.37. Постепенное
расширение потока
4. Выход из трубы в неподвижную жидкость (бак). В этом случае
(рис. 1.36) можно использовать выражение для коэффициента по-
терь при внезапном расширении:
дтак KaK5t в этом случае гораздо больше, чем s2, то принимаем
; ' ^ых=1-
5. Постепенное расширение (расширяющиеся переходные ко-
нусы или диффузоры) (рис. 1.37). Коэффициент потерь в этом слу-
чае определяется по формуле
^где st и s2 — площади живого сечения за расширением и до него, а
коэффициент к находится по табл. МЗв зависимости от централь-
ного угла (угла конуса) 0.
Таблица 1.13
0’ к 0° к 0” к 0“ к
5 0,13 30 0,71 60 1,12 100 1,06
10 0,17 40 0,90 70 1,13 120 1,05
15 0,26 50 1,03 80 1,10 160 1,02
20 0,41 90 1,07
i 6. Постепенное сужение (конфузоры). Коэффициент потерь
при постепенном сужении (рис. 1.38) определяется по формуле
77
Рис. 1.38. Постепенное су-
Рис. 1.39. Колено без закругле-
жение потока ния
„ % п^-1
Чконф д ’
8sin- п
2
где п — отношение площадей живого сечения до конфузора и за
ним; % — коэффициент Дарси для движения жидкости в трубе;
0 — угол конусности.
7. Диафрагмы. Для измерения расхода жидкости в трубах при-
меняются диафрагмы, представляющие собой установленную
перпендикулярно направлению течения пластинку с круглым от-
верстием площадью s0 в центре. Коэффициент сопротивления
диафрагмы, установленной в трубе постоянного сечения, зависит
от отношения площади отверстия s0 к площади живого сечения
трубы s и принимается по табл. 1.14.
Таблица 1.14
SjS 0,1 0,2 о,з 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0
226 47,8 17,5 7,8 3,75 1,80 0,80 0,29 0,06 0,0
8. Колено без закругления. На основании опытов с круглыми
трубами диаметром меньше 30 мм получены представленные в
табл. 1.15 данные о зависимости коэффициента потерь £кол от угла
поворота а (рис. 1.39).
Таблица 1.15
<х° 30 40 50 60 70 80 90
0,20 0,30 0,40 0,55 0,70 0,80 1,1
78
При увеличении диаметра трубы £кол существенно уменьшает-
ся, в связи с этим, например, для труб большого диаметра и а — 90°
рекомендуется принимать £кол — 0,25.
Для поворота без закругления труб прямоугольного сечения
коэффициент потерь £кол принимают по табл. 1.16.
Таблица 1.16
а° 15 30 45 60 90
^КОЛ 0,025 0,11 0,26 0,49 1,20
9. Колено с закруглением. В этом случае коэффициент потерь
£закр зависит от угла а и отношения радиуса трубы г0 к радиусу по-
ворота (рис. 1.40). Если угол поворота а не равен 90 °, следует
приводимые в табл. 1.17данные умножить на отношение а/90 °.
Таблица 1.17
о,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0
£закр 0>131 0,138 0,158 0,206 0,294 0,440 0,661 0,977 1,408 1,978
10. Задвижка. Для простой задвижки, перекрывающей трубу
круглого поперечного сечения, коэффициент потерь £3 зависит от
степени закрытия задвижки, которая характеризуется отношени-
ем a/d (рис. 1.41).
В табл. 1.18 приведены значения £3 в зависимости от a/d.
Таблица 1.18
a/d 1/4 3/8 1/2 5/8 3/4 7/8
Сз 0,26 0,81 2,06 5,52 17,0 97,8
Рис. 1.40. Колено с
закруглением
Рис. 1.41. Задвижка
79
Если простая задвижка перекрывает трубу прямоугольного по-
перечного сечения, то коэффициент С,3 принимается по табл. 1.19 в
зависимости от отношения a/d, где d — высота прямоугольного
поперечного сечения.
Таблица 1.19
a/d 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9
0,09 0,39 0,95 2,08 4,02 8,12 17,8 44,5 193
11. Кран. Для крана (рис. 1.42) коэффициент £кр зависит от сте-
пени закрытия крана (от угла а). Значения представлены в табл.
1.20.
Таблица 1.20
а° 5 10 20 30. 40 50 60 65 82,5
Скр 0,05 0,29 1,56 5,47 17,3 52,6 206 486 00
12. Обратный клапан с сеткой (всасывающая коробка с обрат-
ным клапаном) (рис. 1.43). Коэффициент^ зависит от диаметра d
всасывающих труб насосов (табл. 1.21)
Таблица 1.21
d, мм 40 50 75 100 125 150 200 250 300 400 500 750
Скс 12 10 8 7 6,5 6 5,2 4,5 3,7 3 2,5 1,6
Коэффициенты сопротивлений сеток без обратных клапанов
находятся по формуле
Рис. 1.43. Обратный кла-
пан с сеткой
Рис. 1.42. Кран
80
= (0,67.. J,57)
где s — площадь поперечного сечения всасывающей трубы;
sc — суммарная площадь сечений отверстий сетки.
При расчете трубопроводов используют понятие о так назы-
ваемой эквивалентной длине местного сопротивления, т. е. об уча-
стке данного трубопровода такой длины, на котором потери напо-
ра по длине равны местной потере напора, т. е.
/ и2
и = h = 1 экв v
ПМ "ДЛ.ЭКВ J -
d 2g
И
экв %
(1-98)
Для некоторых местных сопротивлений значения эквивалент-
ных длин известны (табл. 1.22).
Таблица 1.22
Вид местного сопротивления Диаметр трубы, мм IJd
Колено без закругления под углом 90° на трубе 25...70 30
70...150 40
150...250 50
Колено под углом 90° на трубе при радиусах за- круглений:
R = d — 20
R=(2...8)d — 10
Тройник — 50
1.4.16. Коэффициент сопротивления системы
При гидравлических расчетах местные потери напора и потери
подлине суммируются и общая потеря напора находится по (1.65):
йтр - Адд + hM.
Если трубопровод длиной / имеет на всем протяжении одина-
ковый диаметр, а движущаяся по этому трубопроводу жидкость
встречает к местных сопротивлений, то суммарная потеря напора
определяется по формуле
5 - 5845
81
i-k 2 i=k 2 ( i-k
<=i 2g (=i 2g I ,=i
jo2
Выражение, заключенное в скобки, называют коэффициентом
сопротивления системы <^ист. Тогда
Л —
”тр Чснст -
2g
(1.99)
Если трубопровод состоит из нескольких участков (например,
трех) длиной /15 /2, /3 с различными диаметрами d\, d2, d3 и на каж-
дом из участков имеются местные сопротивления, то
ЛП> = ЁА»+ЁАм,’
<=1 <=1
где к — общее число местных сопротивлений;
Возьмем для примера, что на каждом из участков имеется по
два местных сопротивления, т. е. к = 6, и сумма местных потерь
напора получит вид:
..2 2
=(^м1 +£м2)у- + КмЗ +^м4)т^ + (С5 +£мб)у1- (1 Ю1)
2g 2g 2g
Для удобства расчетов рекомендуется выразить все скорости
через одну на любом участке трубопровода. Чаще выбирается или
первый, или последний участок. Допустим, что в рассматривае-
мом примере все средние скорости выражаются через и3. Тогда,
следуя уравнению неразрывности
= s2u2 = 5зиз>
получаем
•S3 53
и( =и3 —; и2
S] s2
Подставляя полученные значения ut ии2в (4.58), будем иметь
= IX- + ЁЛм/ = —
i=i <=1 d, s.
+%2A-[£i
\S2 >
+хД+
82
(s у (s Y
+(СзЧм4)р- Чм5+Сб
<S1 J \S2 J
Уз
2g
или
й =£ —
"ip Ъсист _ ’
2g
где выражение, стоящее в квадратных скобках, обозначено через
Ссист-
Контрольные вопросы
1. Что рассматривает гидродинамика?
2. Какие силы действуют при движении жидкости?
3. Что составляет основную задачу гидродинамики?
4. Какие виды движения изучает гидродинамика?
5. Каковы основные понятия, используемые в гидродинамике?
6. Каковы свойства элементарной струйки жидкости при установив-
шемся движении?
7. Какие величины характеризуют поток жидкости?
8. Какие понятия используются при решении гидравлических задач?
9. Какое уравнение является одним из основных уравнений гидродина-
мики?
10. Какую теорему механики используют при выводе уравнения Бернул-
ли для элементарной струйки?
И. В чем состоит энергетический смысл уравнения Бернулли для эле-
ментарной струйки?
12. Каков геометрический смысл уравнения Бернулли для элементарной
струйки?
13. В чем состоит отличие уравнения Бернулли для элементарной струй-
ки реальной жидкости от уравнения Бернулли для элементарной струйки
идеальной жидкости?
14. Что такое коэффициент кинетической энергии (коэффициент Ко-
риолиса)?
15. От каких величин зависит гидродинамический уклон?
16. На какие виды делят гидравлические сопротивления, возникающие
при движении жидкости?
17. Какой принцип используют при определении общей потери напора в
трубах?
18. Как определяют потери напора в трубах на каком-либо участке пото-
ка между двумя противоположными сечениями?
19. Какие потери напора определяются формулой Вейсбаха?
20. Что определяют с помощью формулы. Шези?
21. Какие параметры определяют динамическую скорость?
22. В чем состоит различие между ламинарным и турбулентным режима-
ми движения жидкости?
23. Какие параметры характеризуют число Рейнольдса?
83
24. Что определяют с помощью критического числа Рейнольдса?
25. Как можно разделить трубы при турбулентном режиме движения по
величине шероховатости?
26. Поясните сопротивление в виде внезапного расширения потока.
27. Что представляет собой сопротивление в виде внезапного сужения
потока?
28. Опишите постепенное расширение и сужение потока.
29. От чего зависит коэффициент сопротивления диафрагмы?
30. Что такое колено без закругления и с закруглением?
31. Какие величины определяются с помощью коэффициента сопротив-
ления системы?
Глава 2
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ И ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ
ПРИВОДЫ
2.1. Структура приводов и систем
автоматического управления
В качестве систем приводов различного технологического обо-
рудования (металлорежущие станки, промышленные роботы и
манипуляторы, автоматические линии, авиационная, автомо-
бильная, сельскохозяйственная и другая техника) широко исполь-
зуются гидравлические и пневматические приводы объемного дей-
ствия. Под объемным действием понимается принцип работы
применяемых гидравлических и пневматических устройств, кото-
рый основан на объемном вытеснении рабочей среды (рабочей
жидкости или сжатого воздуха), на высоком модуле упругости
жидких рабочих сред и законе Б. Паскаля. Из рассмотренного в
главе 1 уравнения Д. Бернулли видно, что движущаяся жидкость
обладает тремя видами энергии: энергией положения (геометри-
ческий напор), энергией сжатой жидкости (пьезометрический на-
пор, давление) и кинетической энергией потока (скоростной на-
пор). Два первых вида представляют собой разновидности потен-
циальной энергии. Поэтому нетрудно видеть, что уравнение
Ц. Бернулли по сути своей есть закон сохранения энергии в изло-
жении для движущейся жидкости. Посмотрим теперь, в каких слу-
чаях превалирует тот или иной вид энергии.
Энергия положения характеризуется высотой нахождения
массы жидкости относительно плоскости сравнения. Этот вид
энергии будет превалировать над другими при описании движения
падающего с некоторой высоты потока движущейся с небольшой
скоростью жидкости, например, воды. Поэтому геометрический
напор учитывается при создании гидроэлектростанций.
; Кинетическая энергия движущейся жидкости зависит от ее
Скорости. Поэтому этот вид энергии используется при разработке
гидродинамических передач, в которых рабочая среда имеет срав-
нительно высокие скорости движения (например, центробежные
Насосы).
85
Энергия сжатой жидкости характеризуется давлением, которое
есть по сути своей нормальное напряжение сжатия слоев рабочей
среды под действием объемных и поверхностных сил. Поскольку в
машиностроительном и мобильном оборудовании масса и ско-
рость движущейся жидкости гидроприводов сравнительно неве-
лики, а перепады высот трубопроводов не превышают нескольких
метров, постольку в таких приводах превалирующим является
именно энергия сжатой жидкости.
Гидравлическим (пневматическим) приводом называется такое
устройство, которое обеспечивает приведение в действие машин
или механизмов и состоит из источника энергии, ее потребителей,
аппаратуры и трубопроводов, по которым перемещается рабочая
среда (жидкость для гидроприводов и сжатый воздух для пневмо-
приводов). Среда называется рабочей потому, что является носи-
телем энергии и выполняет определенную работу и ряд функций
(смазывание, охлаждение, вынос продуктов износа и др.). По су-
ществу действия гидравлический привод является устройством,
преобразующим энергию движущейся жидкости в механическую
энергию, а пневматический привод — устройством, преобразую-
щим энергию сжатого воздуха тоже в механическую энергию.
Энергия сжатой рабочей среды легко преобразуется в механи-
ческую работу. Поясним это на примере простейшего объемного
гидравлического привода (рис. 2.1), состоящего из двух цилиндров
7 и 2, соединенных трубопроводом 3. Для того чтобы поршень 5
цилиндра 2 переместился, преодолевая силу сопротивления F2 на
расстояние /2, необходимо совершить работу А = F2l2. Для этого в
нижнюю полость цилиндра 2с эффективной площадью S2 необхо-
Рис. 2.1. Принцип Действия объемного гидропривода
86
димо подать объем жидкости W— 524П°Д Давлением р, определяе-
мым действием силы сопротивления F2, т.&.р = Этот объем
^Жидкости совершит работу, которая нужна для перемещения
поршня: A =pW=pS2l2 — F2l2. Необходимый объем рабочей среды
;W имеет массу т = р52/2, где Р — плотность рабочей среды. Если
^разделить работу А на массу т, получим удельную (единичную)
Энергию Еу = А/т = рОДДрЗ^) ~ Р/Р- Таким образом, последнее
выражение показывает, что каждая частица объема Wсжатой ра-
бочей среды плотностью р имеет удельную энергию давления р/р,
Догорай легко преобразуется в механическую работу. Но для того
^тобы подать рабочую среду в цилиндр 2, нужен, например, еще
рдин цилиндр 1. При движении его поршня вниз рабочая среда бу-
иет вытесняться в нижнюю полость цилиндра 2. Однако для вы-
полнения этого движения к поршню 4 цилиндра 1 следует прило-
жить силу Fx, которая будет преодолевать силу сопротивления, вы-
|ываемую давлениемр. В соответствии с законом Паскаля это дав-
|ие одинаково с давлением в полости цилиндра 2. Тогда без
га сил трения и инерции получим равенство р = Fx/Sx = F2/S2.
юда видно, что, приложив к поршню цилиндра 7 силу Fx, пор-
ть цилиндра 2 может преодолеть силу F2 во столько раз боль-
э, во Сколько раз площадь S2 больше эффективной площади 5),
. F2 = FxS2/S\. С другой стороны, чтобы вытеснить необходи-
1 для перемещения поршня цилиндра 2 объем W, поршень ци-
дра 1 должен переместиться на расстояние 1Х (без учета воз-
сных утечек). Тогда можно записать W= l2S2 = lxSx. Отсюда не-
1но получить l2 = l\Sx/S2 и сделать вывод о том, что перемеще-
поршня цилиндра 2 будет меньшим перемещения поршня
индра 7 во столько раз, во сколько раз площадь поршня цилин-
7 меньше площади поршня цилиндра 2. Таким образом, полу-
л подтверждение «золотого правила» механики для объемных
водов: выигрываем в силе — проигрываем в пути. Такое свой-
) гидравлических приводов изменять силы и длину перемеще-
часто называют «гидравлическим рычагом» по аналогии с ме-
ическим рычажным устройством.
Рассмотренная работа двух соединенных между собой цилинд-
раскрывает принцип действия объемных гидравлических и
вматических приводов, на котором построены и гидравличе-
е усилители, и гидравлические прессы, и другие гидравличе-
в и пневматические машины и устройства.
Выбор того или иного привода при проектировании како-
[ибо оборудования или машины во многом определяется уче-
его особенностей при соответствующих условиях работы.
87
Особенностями гидравлических приводов являются следую-
щие их характеристики и возможности.
1. Высокая энергоемкость гидравлических приводов, т. е. воз-
можность получения больших сил и мощностей при сравнительно
небольших габаритных размерах и собственной массе гидравличе-
ских двигателей. Например, размеры современных гидромоторов
составляют около 20 % габаритных размеров электродвигателей
переменного тока той же мощности. Обычно энергоемкость ха-
рактеризуется отношением развиваемой двигателем мощности к
его объему или массе. По этому показателю гидравлические двига-
тели имеют преимущество перед другими типами двигателей.
2. Высокая напряженность рабочей среды (возможность получе-
ния высоких давлений). В гидроприводах общемашинострои-
тельного назначения давление рабочей среды может достигать
35—50 МПа, в приводах специального назначения — 100 МПа и
более. По этому показателю гидравлические двигатели значитель-
но опережают электрические двигатели. Так, если представить на-
пряженность магнитного поля в воздушном зазоре между стато-
ром и ротором электродвигателя в виде давления [21], то послед-
нее составит лишьО,5...1,0 МПа. Высокие давления в гидроприво-
дах достигаются благодаря большой жесткости рабочей жидкости,
на что указывает значительный по величине ее модуль упругости,
достигающий 1500 МПа и более. Именно благодаря такому досто-
инству и получаются высокие силы и мощности при малых габари-
тах и массе гидравлических двигателей.
3. Возможность получения простыми средствами бесступенчатого
регулирования скорости в широком диапазоне. Так, для поступа-
тельных движений изменение скоростей может быть в пределах от
3 мм/мин до 90 м/мин, для вращательных — от 0,1 до 50 000 оборо-
тов в минуту. Диапазон регулирования скорости гидромотора (ве-
личина отношения максимальной частоты вращения к минималь-
ной) может достигать 1000.
4. Малая инерционность и компактность их двигателей. Это по-
зволяет получить частые и быстрые переключения гидродвигателя
с одного направления движения на противоположное (реверсы).
Так, для гидромоторов указанная частота может достигать 10 Гц,
для гидроцилиндров — до 7 Гц, а время, затрачиваемое гидромо-
тором мощностью 3,75 кВт на реверс с частоты вращения
2500 мин”1 и набор этой скорости в противоположном направле-
нии, составляет 0,02 с [ 14], что почти на два порядка быстрее, чем у
асинхронного электродвигателя такой же мощности.
88
5. Отсутствие дополнительных механических передач между гид-
родвигателем и исполнительным органом машины или технологи-
ческого оборудования, необходимых для согласования их нагру-
зочных и скоростных характеристик.
6. Возможность стабилизации работы привода при переменных
нагрузках и температуре простыми средствами.
7. Простота и надежность предохранения гидравлического приво-
да от поломок при внезапных перегрузках.
8. Долговечность и надежность гидравлического привода вследст-
вие его работы в условиях хорошей смазываемости (при примене-
нии в качестве рабочих жидкостей минеральных масел), обеспечи-
вающей слабый износ и малые силы трения.
9. Нагрев рабочей жидкости и омываемых ею деталей привода,
что приводит к уменьшению вязкости рабочей среды, увеличению
зазоров и, как следствие, росту объемных потерь. Это в свою оче-
редь снижает коэффициент полезного действия привода и вызы-
вает дополнительные затраты на сбор утечек, охлаждение и устра-
нение возможной нестабильности движения исполнительных ор-
ганов.
10. Простота и удобство монтажа гидравлических устройств и ап-
паратов (особенно при использовании гибких шлангов). Местопо-
ложение источника энергии не влияет на компоновку исполни-
тельных механизмов оборудования.
11. Необходимость квалифицированного и опытного обслужи-
вающего персонала, вызванная использованием в гидроприводах
достаточно сложного, точного и дорогостоящего оборудования и
Аппаратов.
' 12. Повышенная пожарная опасность при применении в качест-
ве рабочих сред минеральных масел и возможность загрязнения
Окружающей среды и оказания вредного влияния на здоровье че-
ловека.
“j К особенностям пневматических приводов относят следую-
щие характеристики и возможности.
р 1. Высокая сжимаемость рабочей среды (воздуха) и связанная с
»тим нестабильность скорости движения исполнительного органа
Привода при переменной нагрузке.
, 2. Большие скорости движения пневмодвигателей, достигающие
м/с для поступательных движений и 100 000 мин-1 для враща-
Дельных движений [17].
> ; 3. Более высокие, чем у гидроприводов, скорости потока рабочей
Дреды в трубопроводах, достигающие величин 17...20 м/с. Это до-
пустимо благодаря малой вязкости и массе воздуха.
89
4. Простота циклового управления по перенастраиваемым упорам.
5. Высокая точность позиционирования по жестким упорам.
6. Возможность работы в агрессивных, пожаро- и взрывоопас-
ных, запыленных, электромагнитных и радиоактивных средах.
7. Малая чувствительность к ударным нагрузкам и вибрациям.
8. Простота и надежность конструкции пневмоаппаратов и удоб-
ство компоновки элементов пневмопривода благодаря гибким шлан-
гам и отсутствию выхлопных трубопроводов (выхлоп отработан-
ного сжатого воздуха производится, как правило, непосредствен-
но в атмосферу).
9. Невысокая стоимость элементов пневмопривода из-за неслож-
ного изготовления благодаря их работе при небольших давлениях
до 1 МПа.
10. Возможность повышенной коррозии пневмоаппаратов и уст-
ройств из-за выделения влаги при расширении воздуха и его охла-
ждении.
11. Невысокая смазывающая способность воздуха, что требует
устраивать принудительное распыление масла в поток воздуха.
12. Необходимость подготовки сжатого воздуха и применения в
ответственных приводах устройств сушки, влагоотделения и очи-
стки от загрязнений.
13. Ограниченность числа точек позиционирования в цикловых
системах управления (обычно это две точки).
14. Необходимость применения тормозных устройств в конце
хода пневматических двигателей из-за высоких скоростей движе-
ния с целью предотвращения повышенного износа жестких упо-
ров.
15. Наличие повышенного шума при работе пневматических
приводов и необходимость установки шумогасителей (глушите-
лей).
Анализируя указанные особенности приводов и накладывая их
на реальные условия работы проектируемого привода, можно оп-
ределить направление поиска подходящего технического решения
в области типа привода.
Классифицируя приводы по их служебному назначению, можно
выделить три группы гидравлических и пневматических приводов:
приводы главного движения, приводы подач и приводы вспомога-
тельных движений или вспомогательных устройств. Если в качест-
ве примера гидрофицированного технологического оборудования
выбрать металлорежущий станок, то приводом главного движения
будет гидропривод, обеспечивающий создание скорости резания,
приводом подач будет привод, обеспечивающий получение дви-
жения подачи, а приводом вспомогательных движений — напри-
90
Рис. 2.2. Структурная схема объемного гидропривода
мер, привод смены инструмента, привод зажима детали или при-
род деления (при зубообработке). Для промышленного робота или
Манипулятора в составе обрабатывающего технологического ком-
плекса, когда он обеспечивает загрузочно-разгрузочные опера-
ции, а обработку детали ведет многоцелевой станок, любой гид-
равлический или пневматический привод (руки, схвата и т. д.) сле-
дует относить к приводам вспомогательных движений.
( По способу изменения скорости движения гидравлические и
Пневматические приводы можно разделить на регулируемые и не-
регулируемые. Регулируемые приводы способны из-
менять скорость движения своего двигателя либо ступенчато, либо
бесступейчато (плавно). Нерегулируемые приводы
обеспечивают одну постоянную скорость движения двигателя.
По своему устройству гидравлические и пневматические при-
роды структурно одинаковы (рис. 2.2). Любой гидравлический или
Пневматический привод в своем составе содержит источник энер-
гии 7, потребитель энергии 2, гидравлическую или пневматиче-
скую аппаратуру 3, подключаемую к источнику энергии или ее по-
требителю последовательно и параллельно, и трубопроводы 4, со-
единяющие все элементы структуры между собой и подводящие к
ним рабочую среду.
Источником энергии гидравлических приводов является на-
Ъос, представляющий собой преобразователь подведенной к нему
Энергии в энергию движущейся жидкости. Сам насос приводится
С действие либо электрическим двигателем, либо двигателем дру-
гого типа, например, двигателем внутреннего сгорания (в автомо-
бильной, сельскохозяйственной и т. п. технике). Источник энер-
гии пневмоприводов — компрессорная станция (или просто ком-
прессор), являющаяся преобразователем подведенной к ней энер-
Гии в энергию сжатого воздуха. Компрессор приводится в действие
роже электродвигателем или двигателем любого другого типа.
*’ Потребителями энергии рассматриваемых приводов являются
Двигатели, которые по сути своей есть преобразователи подведен-
ной к ним энергии в механическую работу. По виду движения раз-
91
личают двигатели для получения поступательных, вращательных и
качательных (возвратно-вращательных) движений. Двигатели по-
ступательных движений — это гидравлические или пневматиче-
ские цилиндры (гидроцилиндры, пневмоцилиндры или просто
цилиндры). Двигатели вращательных движений называются мото-
рами. Для гидроприводов — это гидромоторы, для пневмоприво-
дов — пневмомоторы. Для осуществления возвратно-вращатель-
ных (качательных) движений применяют неполноповоротные
гидро- или пневмомоторы (или специальные цилиндры с механи-
ческими передачами).
Аппаратура гидро- и пневмоприводов представляет собой уст-
ройства, обеспечивающие настройку необходимых по условиям
работы характеристик и параметров самих приводов, а также спо-
собствующие надежной и долговечной их работе.
Трубопроводы — это гидравлические и пневматические линии
передачи энергии. Могут быть жесткими (изготавливаются из ме-
таллических труб) и гибкими (изготавливаются из армированных
или неармированных труб на основе прорезиненных материалов,
полихлорвинила и т. п.). Гибкие трубопроводы часто называют
шлангами или рукавами.
Последним элементом структуры приводов является рабочая
среда. Как уже отмечалось выше, она является рабочим телом, пере-
дающим энергию и выполняющим ряд других важнейших функций.
Очень существенным является правильный выбор типа рабочей
жидкости для гидроприводов, так как она напрямую влияет на на-
дежность и долговечность работы привода в целом и его элементов.
Для того чтобы обеспечить выполнение приводом его служеб-
ного назначения, необходимо им управлять. Управление привода-
ми может быть ручным (т. е. с полным участием человека — опера-
тора), автоматизированным (частичное участие человека в про-
цессе управления) и автоматическим (без участия человека). Но
без наличия соответствующих управляющих устройств сам про-
цесс управления не будет возможным. Для этого нужна определен-
ная система управления приводом, которая представляет собой со-
вокупность управляющих устройств и форму организации процес-
са управления [21]. Гидравлические и пневматические приводы
могут быть с разомкнутой или замкнутой системами управления.
Замкнутая система управления отличается от разомкнутой тем,
что при функционировании такой системы управления выходные
параметры работы привода (величина перемещения, скорости и
ускорения движения, силы и др.) все время сопоставляются с зара-
нее заданными значениями этих параметров в специальных срав-
92
нивающих устройствах. Если эти значения не совпадают, то выра-
батывается сигнал рассогласования и посылается на вход управ-
ляющего органа системы, который обеспечивает работу привода
на устранение возникшего рассогласования. Для обеспечения та-
кого функционирования замкнутые системы управления оснаща-
ются обратными связями.
Комплекс, состоящий из гидравлического (или пневматическо-
; го) привода и системы управления, обычно называют гидравличе-
ской (или пневматической) системой. Структурно такой комплекс
,> можно представить состоящим из нескольких подсистем: энерго-
[ обеспечивающая, исполнительная, направляющая и регулирую-
|щая, информационная и логико-вычислительная подсистемы.
? Под энергообеспечивающей подсистемой понимается совокуп-
ность источников энергии для обеспечения работы как самого
[привода, так и его системы управления. Ведь для работы, напри-
[мер, гидравлической системы могут быть использованы несколь-
[ ко видов энергоносителя. Так, для гидропривода это будет рабочая
[жидкость, а для его системы управления — рабочая жидкость (то-
рта это гидравлическая система управления), сжатый воздух
|(пневматическая система управления), электрический ток (элек-
[тронная или релейно-контактная система управления). Такое со-
|четание может быть и для пневматических систем. В тех случаях,
когда система в целом потребляет разные виды энергии, она назы-
вается комбинированной. Встречаются и такие комбинированные
системы, в которых задействованы гидравлический и пневматиче-
ский приводы и система управления с разными энергоносителя-
ми. Все это зависит от условий работы оборудования и его служеб-
ного назначения.
Исполнительная подсистема включает в себя все используемые
двигатели и рабочие органы машин или механизмов, приводимые
В движение этими двигателями.
Ь Направляющая и регулирующая подсистема названа так потому,
что включает в себя всю аппаратуру гидравлических и пневматиче-
ских систем, предназначенную для регулирования параметров
систем и изменения направления движения их двигателей.
’ Информационная подсистема охватывает контрольную и изме-
рительную аппаратуру, дающую сведения о ходе работы системы в
целом и процесса управления ею.
Логико-вычислительная подсистема включает в себя приме-
няющуюся аппаратуру системы управления, обеспечивающую вы-
полнение логических и вычислительных задач.
93
2.2. Энергообеспечивающая подсистема
Ранее уже определили, что под энергообеспечивающей под-
системой понимается часть всей системы привода, которая пред-
назначена для подвода к ней энергии. Обычно это источники
энергии и устройства, обеспечивающие подвод энергии, ее на-
стройку и регулирование. Рассмотрим элементы этой подсистемы
отдельно для гидравлических и пневматических систем приводов.
2.2.1. Источники энергии гидроприводов
К источникам энергии гидравлических приводов относятся
насосы, аккумуляторы и преобразователи давления. Рассмотрим
устройство, принцип действия, достоинства и недостатки основ-
ных представителей всех этих групп источников энергии.
Насосы объемного действия по принципу действия можно раз-
делить на три большие группы: насосы роторно-зубчатые, ротор-
но-поршневые и роторно-пластинчатые.
Роторно-зубчатые насосы по конструктивному исполнению де-
лятся на шестеренные, винтовые и героторные (от слов «генери-
рующий ротор»).
Шестеренный насос относится к наиболее простым по конст-
рукции насосам (рис. 2.3). В корпусе 1 в подшипниковых узлах 4 и
5 расположены два вала-шестерни 2 и 3, находящиеся в зацепле-
нии. Вал 2 является ведущим и к нему с помощью муфты подсое-
диняется приводной двигатель (электродвигатель или двигатель
другого типа, например, внутреннего сгорания). Корпус насоса за-
крывается торцовыми крышками 7 и 6. К входному отверстию А
Рис. 2.3. Устройство шестеренного насоса
94
Рис. 2.4. Принцип действия
шестеренного насоса
подсоединяется всасывающий трубо-
провод, а к выходному отверстию
\Б — напорный.
Принцип действия шестеренного
насоса заключается в следующем.
При вращении шестерен 2 и 3, уста-
новленных в корпусе 1 (рис. 2.4), в на-
правлении, показанном на рисунке,
ро всасывающей камере А создается
разрежение за счет ее увеличения при
«выходе зуба одного колеса из впадины
Другого. Вследствие этого на концах
Всасывающего трубопровода 4 созда-
ется разность давлений (между атмо-
сферным давлением ра и разрежением
Йв камере насоса) и сила, поднимающая жидкость из бака 5 в по-
длость насоса А. Жидкость заполняет эту полость и находящиеся в
Гией впадины зубьев обеих шестерен и переносится ими по перифе-
рии зубчатых колес при их вращении в полость Б, где зубья входят
ро впадины и вытесняют рабочую жидкость в напорную гидроли-
|яию насоса, создавая поток Qu. Величина этого потока будет зави-
сеть от числа впадин зубьев и их размеров.
Объем жидкости, вытесненный насосом за один оборот его ве-
дущего вала при отсутствии давления в напорной полости, назы-
вается рабочим объемом гидравлической машины и является для на-
косов одной из основных его характеристик. Теоретически рабо-
чий объем насоса равен объему всех камер вытеснения, работаю-
щих во время одного оборота ведущего вала. Для шестеренного
^насоса камеры вытеснения — это впадины зубьев, а вытеснителя-
ми являются сами зубья. Объем этих камер вытеснения определя-
йся высотой зуба, равной двум модулям т зубчатого колеса, его
{Шириной b и числом зубьев z- За один оборот ведущего вала в рабо-
чее участвуют впадины обеих шестерен. При равенстве объема впа-
дины объему самого зуба можно считать, что за один оборот веду-
щего вала вытесняется объем жидкости, равный объему всех впа-
дин и зубьев ведущей шестерни, как показано на рис. 2.5 в виде за-
штрихованного кольца (ширина шестерни b не показана). Тогда
^рабочий объем шестеренного насоса Кнш = 2nm2bz. Для шестерен-
ных насосов с небольшим числом зубьев z = 8 — 16 величина рабо-
чего объема несколько выше, чем рассчитанная по этой формуле,
йак как при таком числе зубьев объем впадины немного больше
Щэъема зуба. Поэтому при расчете Инш таких насосов в формулу
95
Рис. 2.5. Схема к
расчету рабочего объ-
ема шестеренного на-
соса
следует подставить коэффициент 6,5 вместо
2тс [4]. Если же в шестеренном насосе ис-
пользуются шестерни с разным числом зубь-
ев (такие конструкции тоже могут быть), то
при расчете рабочего объема такого гидрона-
соса берется значение числа зубьев ведущего
колеса. Рабочий объем гидравлических ма-
шин измеряется в см3.
Зная рабочий объем насоса, легко опре-
делить и подачу насоса QH. Подачей насоса
называется объем рабочей жидкости, вытес-
ненной гидромашиной за единицу времени.
Для насоса с частотой вращения ведущего
вала пк его подача QH определяется как про-
изведение рабочего объема Йн на частоту вращения, т. е. 0Н = VunH.
Подачу насоса часто называют производительностью насоса, ко-
торая измеряется в см3, дм3/мин или л/мин.
Еще одной важной характеристикой насосов является вакуум-
метрическая высота всасывания HRC, под которой понимается из-
меряемое в метрах разрежение во всасывающей камере насоса.
Если в технических данных насоса приведен этот параметр, то он
фактически показывает предельную высоту установки насоса над
уровнем рабочей жидкости в баке. Если, например, указано, что
Йж составляет 2 м, то это значит, что расстояние от поверхности
жидкости в баке до оси входного отверстия насоса (см. рис. 2.4) не
может превышать этой величины, иначе насос не будет качать
жидкость в гидравлическую систему. Это объясняется тем, что раз-
ность давлений атмосферного ра и во всасывающей камере рвс бу-
дет компенсироваться давлением столба жидкости высотой Явс,
т. е. без учета сил трения и скоростного напора жидкости во всасы-
вающей трубе можно записать, что ра — рвс = р£Явс, где Р — плот-
ность жидкости, g — ускорение свободного падения.
Разрежение, которое может создать насос при его запуске, за-
висит не только от точности изготовления деталей гидромашины и
качества ее сборки, но и от так называемого вредного пространст-
ва всасывающей полости насоса. Им называют тот объем всасы-
вающей камеры насоса, который не меняется во время процесса
всасывания. Например, для шестеренного насоса вредным про-
странством может считаться объем расточки А в корпусе (см. рис.
2.4) и входящего в нее отверстия для подсоединения трубопровода.
Так, чем больше вредное пространство, тем хуже процесс всасыва-
ния (неполное заполнение всего объема всасывающей полости на-
96
icoca рабочей жидкостью) и уменьшение подачи насоса по сравне-
нию с теоретически возможной. Поэтому для обеспечения полно-
ценной работы регулируемого (изменяющего рабочий объем) на-
[соса, особенно на малых подачах, применяют насосы подпитки,
которые принудительным образом (с давлением подпора) запол-
няют всасывающие камеры основного регулируемого насоса.
Часто в каталогах насосов вместо вакуумметрической высоты
всасывания приводится другой параметр — давление на входе на-
коса, которое и показывает то разрежение, которое создается во
^всасывающей камере насоса при его работе (обычно оно указыва-
ется со знаком «минус»). Тогда по приведенной выше последней
зависимости легко рассчитывается предельная высота установки
насоса относительно бака с рабочей жидкостью. Здесь надо заме-
нить, что при монтаже насосов желательно иметь наименьшую вы-
соту всасывающего трубопровода, что обеспечивает минимальные
потери энергии на всасывании. Поэтому насосы часто монтируют
на крышке бака или таким образом, чтобы насос был целиком по-
гружен в рабочую жидкость.
Другим важным параметром насосов является давление на вы-
ходе насоса. Фактически это то давление, при котором может ра-
ботать сам насос, иначе, на которое рассчитана конструкция насо-
са, исходя из прочностных, жесткостных и точностных требова-
ний. По этому параметру обычно выбирается тип насоса.
J Еще одним важным параметром насосов является коэффици-
ент полезного действия (КПД), характеризующий многие стороны
Эксплуатационной способности гидравлической машины. В тех-
нических данных насосов обычно приводятся три разновидности
|КПД. Одной из них является коэффициент подачи насоса т]0 (час-
до в обиходе его называют объемным КПД). Он характеризует объ-
емные потери рабочей жидкости (утечки насоса) и определяется
как отношение действительной подачи насоса Qa к теоретической
£?н, т. е. т]0 = 0д/(2н. Действительная подача насоса меньше теоре-
тической на величину утечек Qyr Тогда можно записать, что
1о = (С?н - Сут)/ QH - 1 - (2ут/(2н- Утечки насоса есть часть его по-
1ачи, уходящая через зазоры между контактирующими деталями
<з напорной полости во всасывающую, а также через уплотне-
ния — наружу самого насоса. Однако наружные утечки насоса не-
допустимы. Если они появились, то это говорит о том, что необхо-
Шмо обратить внимание на состояние уплотнительных устройств,
величина утечек жидкости зависит от размеров зазоров, свойств
>абочей жидкости (в первую очередь, ее вязкости) и перепада дав-
гения на зазорах, через которые протекает жидкость. В инженер-
97
ных расчетах величину утечек определяют по формуле = куДр,
где Др — разность давлений на зазоре, через который возможны
потери жидкости, ку.т — коэффициент утечек, зависящий от типа
гидравлического устройства. Отметим, что для насосов разность
давлений обычно принимается равной давлению на выходе насо-
са, принимая давление на входе в насос за нуль. Учитывая послед-
нее выражение для расчета утечек, нетрудно заметить, что коэф-
фициент подачи линейно зависит от давления. Причем, чем боль-
ше давление, тем выше возможные утечки и ниже коэффициент
подачи насоса. В технических характеристиках насосов обычно
указывается несколько значений коэффициента подачи: при ра-
боте насоса без нагрузки (при минимальном давлении), при номи-
нальном и максимальном давлениях. Утечки растут также и с уве-
личением температуры жидкости из-за уменьшения вязкости ра-
бочей среды. Поэтому часто бывает очень важным поддерживать
постоянную температуру нагрева рабочей жидкости путем приме-
нения теплообменников или другого рода маслоохладителей. Если
сравнивать коэффициенты подачи нового, прошедшего обкатку
насоса и бывшего в длительной эксплуатации, то больший коэф-
фициент подачи будет у нового насоса, не подверженного еще зна-
чительному износу.
Другой разновидностью коэффициента полезного действия
является гидромеханический КПД, обозначаемый г|гм. Этот КПД
характеризует потери энергии, идущие на преодоление сил трения
как в самой жидкости и жидкости о стенки трубопроводов, так и
сил трения в движущихся контактирующих деталях и частях насо-
са. Он линейно зависит от нагрузки на насос (давления) и растет с
ее увеличением, так как потери энергии на трение, оставаясь сами-
ми по себе неизменными, относительно растущей подводимой
энергии будут снижаться (рис. 2.6).
Третьей разновидностью КПД является полный коэффициент
полезного действия т)п, характеризующий общие потери энергии,
связанные с объемными потерями и потерями на трение. Опреде-
ляется он как отношение мощности энергии на выходе насоса 7VBbIX
к подведенной к нему мощности Nnoa. В то же время полный КПД
можно определить как произведение коэффициента подачи и гид-
ромеханического КПД, т. е. справедливо лп = NBUX/Nnoa = ЛоЛгм-
Зависимость полного коэффициента полезного действия от на-
грузки нелинейная и имеет при некотором давлении оптимальное
значение Лп.опт (см. рис. 2.6). При нагрузках, создающих более вы-
сокие давления, значение полного КПД начинает снижаться, по-
98
n
Рис. 2.6. Зависимость КПД насоса от давления нагрузки
|гому что при этом на него начнет оказывать большее влияние па-
Ение коэффициента подачи, а не рост гидромеханического КПД.
Среди технических характеристик, приводимых в каталогах
сосов, указываются также номинальная мощность насоса NH и
утящий (вращающий) момент Мн.
Номинальная мощность определяется как произведение но-
[нального давления на выходе насоса рн и подачи насоса QH, т. е.
। =РнОн- Потребляемая насосом мощность Nn =рн0н/т1п- Зная
Потребляемую мощность, можно подобрать мощность приводного
двигателя насоса, которая должна быть не меньше потребляемой.
Крутящий момент, развиваемый на валу насоса, зависит от
Давления на выходе насоса и его рабочего объема и определяется
выражением Мы = рнК0/2л = 0,159рн Ио.
► Рассмотренные выше шестеренные насосы по виду зубчатого
Зацепления являются насосами внешнего зацепления. Шестерен-
ный насос внутреннего зацепления показан на рис. 2.7. Шестерни
2и 3, установленные в корпусе 7, враща-
ются в одном направлении, что обеспе-
чивает плавную и более бесшумную ра-
боту по сравнению с насосами внешнего
Зацепления. Ведущей шестерней 3 явля-
ется обычно зубчатое колесо с внешним
Зубом, что обеспечивает симметричное
расположение приводного вала относи-
тельно корпуса в отличие от шестерен-
ных насосов внешнего зацепления. Од-
рако шестеренные насосы внутреннего
Зацепления более сложны и трудоемки в
Изготовлении и соответственно более
4
Рис. 2.7. Шестеренный на-
сос внутреннего зацепления
99
Рис. 2.8. Схемы действия давления жидкости на опоры
шестеренного насоса:
а — эпюра давлений; б — разгрузка опор
дороги, поскольку необходима установка разделителя 4, обеспечи-
вающего невозможность соединения всасывающей А и нагнета-
тельной Б камер насоса.
Недостатками шестеренных насосов являются следующие
факторы. Такие насосы подают в гидросистему пульсирующий по-
ток, который приводит к колебаниям давления, повышенному
шуму в работе и неравномерности скорости движения исполни-
тельных органов. Для снижения влияния этого фактора в насосах
могут применяться косозубые шестерни с углом наклона до 10°.
Однако в этом случае наряду с радиальными силами возникают и
осевые. Для компенсации осевых сил требуется установка упор-
ных подшипников, что усложняет конструкцию. Для снижения
осевых сил могут применяться шевронные шестерни с небольшим
углом наклона зуба.
В связи с переносом рабочей среды во впадинах зубьев при ра-
боте шестеренного насоса создаются постоянные по направлению
радиальные силы /’(рис. 2.8, а), действующие на опоры валов, ко-
торые вызывают повышенный износ и снижают долговечность. Од-
ним из средств борьбы с этим фактором может быть гидростатиче-
ская разгрузка опор (рис. 2.8, 6), когда карманы гидростатических
опор, расположенные по направлению действия сил F, соединены
с напорной гидролинией, а карманы, расположенные в плоскости
под углом к направлению силы F, — с гидролинией всасывания.
Достоинства шестеренных насосов — простота и относитель-
ная их дешевизна, компактность конструкции, достаточно высо-
100
6 2 3
5 4 3 2
Рис. 2.9. Двухсекционный шестеренный насос с внутренним зацеплением
фирмы Vickers:
1 — приводной вал; 2, 3— шестерни; 4, 6— крышки насоса; 5—корпус
^>кий КПД, достигающий 90 %, нежесткие требования к очистке ра-
бочей жидкости (насосы работоспособны при тонкости фильтра-
ции не хуже 100 мкм) и возможность работы в широком диапазоне
язкости рабочей жидкости.
г Рабочий объем шестеренных насосов может быть от 3,5 до
Й00 см3, частота вращения приводного вала —400...4000 мин-1, аих
фодача др 300 л/мин. Шестеренные насосы внешнего зацепления
|логут работать при давлениях до 30 МПа, а внутреннего зацепле-
ния—до 10 МПа.
| Если необходима более высокая подача рабочей жидкости или
радо создать привод с двумя или несколькими потоками, то приме-
няются двух- или многосекционные насосы. Такие насосы (рис.
§?.9) могут обеспечивать суммарный поток своих секций или два по-
тока разной величины, если секции имеют разные параметры.
| Шестеренные насосы, как правило, нерегулируемые, т. е. пред-
назначены для получения постоянных потоков жидкости. Хотя их
можно сделать с регулируемой подачей путем использования для
привода насоса двигателя с изменяемой частотой вращения.
г В настоящее время встречается большое многообразие конст-
рукций шестеренных насосов. В качестве примера на рис. 2.10
рриведен насос немецкой фирмы Vickers, отличающийся сборной
^конструкцией корпуса и применением подшипников скольжения.
Винтовые насосы являются разновидностью роторно-зубчатых
расосов и легко преобразуются из шестеренных путем уменьше-
ния числа зубьев шестерен и увеличения угла наклона зубьев. Та-
ким образом шестерня превращается в винт. Конструктивно вин-
товой насос представляет собой находящиеся в зацеплении винты
101
Рис. 2.10. Шестеренный насос фирмы Vickers:
1 — ведущий ввл — шестерня; 2 — ведомая шестерня; 3 — крышка насоса
2 и 3, расположенные в корпусе 1 (рис. 2.11, а). Принцип действия
винтового насоса заключается в следующем. При вращении веду-
щего винта 2 и находящихся с ним в зацеплении двух винтов-за-
мыкателей 3 в винтовых канавках возникают замкнутые объемы, а
винтовые нарезки представляют собой в этом случае поршни, пе-
ремещающиеся вдоль оси. Вследствие этого в полости, соединен-
ной с баком (на рис. 2.11 не показан) трубопроводом через канал А,
создается разрежение, она заполняется под действием силы, воз-
никающей от разности давлений (атмосферного и в камере всасы-
вания), жидкостью, которая переносится винтами в полость на-
гнетания и вытесняется ими далее через канал Б в гидравлическую
систему. Аналогично работает и двухвинтовой насос (рис. 2.11, б),
однако из-за несимметричной схемы зацепления ведущий винт 2
(равно как и винт-замыкатель 3) испытывает неуравновешенную
радиальную нагрузку, вызывающую изгиб вала и связанный с этим
повышенный износ опор. С другой стороны, двухвинтовой насос
более прост в изготовлении и имеет меньшие размеры в радиаль-
ном направлении.
Винтовые насосы работоспособны лишь тогда, когда длина
винтов больше их шага /. Обычно она берется в пределах 3...8 ша-
гов. Радиальные размеры назначаются в зависимости от наружно-
го диаметра винта-замыкателя dK (рис. 2.11, в). Так, наружный
диаметр ведущего винта Рн = 5jK/3, его внутренний диаметр
102
Рис. 2.11. Конструктивные исполнения винтовых насосов:
а — трехвинтовой; б — двухвинтовой; в —поперечное сечение трехвинтового насоса
|L = dH, внутренний диаметр винтов-замыкателей dm = </н/3. Шаг
винтов t = 10</н/3. Рабочий объем винтовых насосов тоже рассчи-
тывается в зависимости от диаметра dK винтов-замыкателей:
|) = 4,14</н3.
L Одно из главных достоинств винтовых насосов — создание по-
стоянного (непульсирующего) потока рабочей жидкости благода-
ря непрерывности процесса всасывания. К достоинствам относит-
р также и малый диаметральный размер винтов и связанная с
Йим низкая инерционность самого насоса, что позволяет разви-
вать высокие частоты вращения ведущего вала и обеспечивать
Большую подачу рабочей среды до 15 000...20 000 л/мин. Но рабо-
тают такие насосы при сравнительно невысоких давлениях до
|0 МПа. Это объясняется тем, что для работы на больших давлени-
ях необходимо, чтобы по длине винта было больше замкнутых
Объемов жидкости. Тогда на каждый замкнутый в пределах шага
|инта объем будет приходиться меньший перепад давления, а зна-
рит, меньшими будут и перетечки рабочей жидкости из напорной
ролости насоса во всасывающую. Это повышает коэффициент по-
Йачи насоса. Рекомендуется при проектировании винтовых насо-
|Ьв принимать перепад давления на один замкнутый объем (шаг
бинта) в пределах 2...3 МПа, что обеспечивает минимальные объ-
103
емные потери. Но если необходимо создать насос, работающий,
например, при давлении 30 МПа, то придется длину винтов назна-
чить не менее 10 шагов, что приведет к резкому увеличению осе-
вых размеров насоса. Вместе с тем увеличение длины винта при со-
хранении его диаметра снижает его жесткость, что в свою очередь
ставит задачу эффективной разгрузки ведущего винта от радиаль-
ных нагрузок. Это может быть достигнуто путем установки не двух,
а четырех ведомых винтов по симметрической схеме, что усложня-
ет и удорожает такой насос. Если учесть, что изготовление винто-
вых насосов само по себе недешево из-за сложной технологии из-
готовления винтов со специальным профилем (чаще всего с цик-
лоидальным, реже с прямоугольным или трапецеидальным), то
стоимость усложненных насосов может возрасти значительно. Од-
нако этот недостаток перекрывается возможностью получения на-
соса, обеспечивающего равномерную, без пульсаций, подачу жид-
кости в огромных размерах при низком уровне шума.
Героторные насосы также являются разновидностью ротор-
но-зубчатых насосов. По сути они есть разновидность шестерен-
ных насосов с внутренним зацеплением. Однако имеют свои су-
щественные отличия. Рассмотрим их на принципиальной схеме
действия такого насоса (рис. 2.12). Внутреннее зубчатое колесо 2 с
внешними зубьями имеет число зубьев лишь на единицу меньше,
чем наружное зубчатое колесо 7 с внутренним зубом. Еще одно от-
личие в том, что колесо 1 неподвижно, а вращается лишь внутрен-
нее колесо 2, совершая планетарное движение (перекатываясь по
колесу 7). И третье отличие в том, что в героторном насосе нет раз-
делительного элемента, необходимого для предотвращения соеди-
нения всасывающей и нагнетательной камер насоса.
А Б
Рис. 2.12. Принцип действия героторного насоса
104
Работа насоса происходит следующим образом. При вращении
шестерни 2, являющейся ротором насоса, ее зубья входят во впа-
дины зубчатого колеса 1, вытесняя жидкость в напорную гидроли-
нию и генерируя гидравлическую энергию (потому и называется
насос героторным от слов «генерирующий ротор»). Одновременно
противоположные зубья выходят из впадин колеса 1, всасывая
жидкость из бака. Таким образом, при вращении ротора каждая
впадина наружного колеса 1 попеременно становится всасываю-
щей А и напорной камерой Б такого насоса. Если роторная шес-
терня 2 имеет шесть зубьев, а статорная шестерня 1 соответственно
7 зубьев, то за один оборот приводного вала колесо 2 совершает
шесть оборотов относительно зубчатого колеса 1. На рис. 2.12 по-
казано, что повороту вала на угол примерно 21,5° соответствует по-
ворот шестерни примерно на 128°. Таким образом, фактический ра-
бочий объем героторного насоса с такими параметрами шестерен в
1песть раз больше конструктивного объема семи впадин колеса 1. И
Ь этом главное достоинство героторного насоса, заключающееся в
том, что он обеспечивает высокую подачу жидкости при небольших
^Собственных габаритах, и покрывающее основной недоста-
ток — сложность конструкции и технологии изготовления.
Героторные насосы могут работать при давлениях до 15 МПа и
Обеспечивать производительность в 150...200 л/мин. При неболь-
ших размерах (220 х 105 х 130 мм) они имеют рабочие объемы от 80
fro 250 см3. По уровню шума они соответствуют шестеренным на-
сосам внутреннего зацепления. Предназначены для работы с рабо-
чими жидкостями с кинематической вязкостью от 12 до 1500 сСт и
тонкостью фильтрации до 60 мкм.
Роторно-поршневые насосы по конструктивному исполнению
можно разделить на три большие группы: радиально-поршневые,
аксиально-поршневые и кулачковые (эксцентриковые).
Насосы называются так потому, что в качестве вытеснителей
рабочей жидкости используются поршни или плунжеры, которые
благодаря вращению ротора, совершают возвратно-поступатель-
ные движения и обеспечивают подачу жидкости.
Радиально-поршневой насос состоит из четырех основных эле-
ментов: статора 1, ротора 2, плунжеров 3 и разделителя 4 (рис.
2.13). Действует насос следующим образом. Ротор 2установлен от-
носительно статора 1 с эксцентриситетом е. При его вращении по
Стрелке с частотой п плунжеры 3, находящиеся в верхнем полукру-
ге, движутся поступательно от центра вращения, увеличивая объ-
ем всасывающей камеры А. При этом в ней создается разрежение,
и рабочая жидкость, находящаяся в баке (на рис. 2.13 не показан),
под действием силы, вызванной разностью между атмосферным
105
z
Рис. 2.13. Принцип действия радиально-поршневого насоса
давлением и давлением во всасывающей камере, заполняет весь ее
объем. Плунжеры, находящиеся в нижнем полукруге, движутся
поступательно к центру вращения и вытесняют рабочую среду в
напорную камеру Б и далее в гидравлическую систему. Таким об-
разом, за один оборот ротора каждый плунжер совершает один
такт всасывания и нагнетания, причем каждый такт происходит за
пол-оборота.
Нетрудно заметить, что рабочий объем Ио радиально-поршне-
вых насосов зависит от диаметра плунжеров </п, их числа z и вели-
чины перемещения, которое связано с эксцентриситетом е и равно
двум его величинам, т. е. можно записать Ио = 0,5nez(/2.
Подача 0Н таких насосов зависит и от частоты вращения рото-
ра л и может быть записана в виде QH = 0,5nezd2n. Здесь следует от-
метить, что радиально-поршневые насосы относят к тихоходным
насосам. Из-за больших размеров в радиальном направлении (гро-
моздкости), возможной неуравновешенности роторов и их боль-
ших моментов инерции частота вращения приводного вала таких
насосов сравнительно невелика и не превышает обычно
1500 мин-1. Но благодаря тому, что при работе плунжеры (порш-
ни) испытывают напряжения сжатия, радиально-поршневые на-
сосы могут функционировать при давлениях рабочей жидкости до
100 МПа и обеспечивать достижение мощностей до 300 кВт.
Анализируя принцип действия радиально-поршневых насо-
сов, нетрудно заметить, что они, как правило, могут обеспечивать
получение регулируемых подач и реверсивных потоков за счет из-
менения величины эксцентриситета е. Смещая ротор влево или
вправо относительно оси статора (см. рис. 2.13), т. е. изменяя экс-
центриситет от — е до + е, получаем не только регулирование пода-
106
5
5
2
4
Рис. 2.14. Радиально-поршневой однорядный насос фирмы Bosch
чи насоса, но и смену всасывающей полости А на нагнетательную,
а нагнетательной Б — на всасывающую.
На рис. 2.14 приведена конструкция однорядного радиаль-
но-поршневого насоса, в котором применен ряд усовершенство-
ваний, позволяющих улучшить технологичность изготовления и
увеличить срок службы насосов. Так, ротор 2 и корпус 1 насоса со-
осны. РЬтор не имеет возможностей перемещаться относительно
корпуса для изменения эксцентриситета. Регулирование подачи
насоса осуществляется за счет перемещения промежуточного ста-
торного кольца 3, внутри которого и находится блок ротора с плун-
жерами 4. Перемещение промежуточного кольца 3 может быть
осуществлено специальными устройствами регулирования пода-
чи, которые монтируются в отверстия Л и Г и приводятся в дейст-
вие вручную или электромеханическими, гидравлическими либо
пневматическими средствами. Сами плунжеры (поршни) оснаще-
ны опорными башмаками 5, благодаря которым снижается кон-
тактное напряжение в стыке головки плунжера и внутренней по-
верхности статорного кольца. В стык по внутреннему отверстию в
поршне подается рабочая жидкость. Тем самым создается гидро-
статический эффект, значительно снижаются силы трения и износ
контактирующих деталей, а также обеспечивается возможность
Поднять частоту вращения ротора до 1800 мин-1.
Для получения больших подач жидкости часто радиаль-
но-поршневые насосы выполняют многорядными (рис. 2.15), ко-
гда на роторе 7 устанавливают несколько рядов плунжеров 2 (от
Двух до шести). В каждом ряду может быть от 5 до 13 плунжеров.
Благодаря этому многорядными насосами даже при небольшой
частоте вращения ротора (960 мин-1) обеспечивается подача жид-
107
Рис. 2.15. Радиально-поршневой двухрядный насос мод. НП
кости до 400 л/мин. Регулирование подачи насоса осуществляется
путем смещения блока 3 со статорным кольцом 6. Подвод жидко-
сти к плунжерам производится через распределительный вал 4 в
корпусе 5, соединенный муфтой с приводным валом 7, смонтиро-
ванным в крышке 8.
Аксиально-поршневой насос назван так потому, что его плунже-
ры расположены в роторе параллельно оси вращения. К этой же
группе относят и те насосы, в которых плунжеры (поршни) распо-
ложены под углом, меньшим 45°, к оси вращения ротора. Принци-
пиальные конструктивные схемы аксиально-поршневых насосов
приведены на рис. 2.16. Основными конструктивными элемента-
ми таких насосов являются корпус 7, планшайба 2, плунжеры 3,
ротор 4. Принцип действия насосов заключается в следующем.
При вращении ротора 4 (рис. 2.16, а) благодаря наклонной план-
шайбе 2 плунжеры 3 совершают возвратно-поступательное движе-
ние. При смещении верхнего плунжера влево увеличивается объем
полости у правого его торца, за счет этого создается разрежение.
Под действием силы, возникшей из-за разности атмосферного
давления и давления в полости у плунжера, рабочая жидкость за-
полняет эту полость из бака через канал А и левую всасывающую
канавку Кв распределительном диске 5 (рис. 2.16, б). При пересе-
чении плунжером перемычки между канавками АГон начинает пе-
ремещаться вправо и вытеснять жидкость в правую напорную ка-
навку К, канал Б и далее в гидравлическую систему.
108
Рис. 2.16. Принципиальные схемы аксиально-поршневых насосов
Рабочий объем Ио аксимально-поршневых насосов зависит от
диаметра плунжеров dn, величины их хода / и числа плунжеров z- В
Свою очередь их ход / зависит от диаметра расположения плунже-
ров D и угла наклона планшайбы а, т. е. I = D tga. Тогда получаем
Vo = Q,25nd\Dz tga. Число плунжеров обычно 7 или 9.
Нечетное их число способствует уменьшению величины пуль-
саций подачи насоса. Большее число плунжеров незначительно
уменьшает пульсацию, однако увеличивает габаритные размеры
роторного блока и его момент инерции, что ухудшает характери-
стики насоса. Анализируя выражение для определения рабочего
/Объема насоса, видно, что регулирование подачи насоса можно
осуществлять путем изменения угла наклона планшайбы или на-
•Клона роторного блока а, как это показано на рис. 2.16, г, д.
По типу распределения жидкости аксиально-поршневые насосы
смогут быть с торцовым (рис. 2.16, а, г, д) и клапанным (рис. 2.16, в)
109
распределением. По типу привода вращения они бывают с приво-
дом вращения планшайбы 2 (рис. 2.16, в, д) и с приводом вращения
плунжерного блока 6 (рис. 2.16, г). При торцовом распределении
жидкости используется распределительный диск 5 (рис. 2.16, б) с
выполненными в нем серповидными канавками К, которые под-
соединяются к трубопроводам всасывания и нагнетания. При кла-
панном распределении жидкости по трубопроводам всасывания и на-
гнетания в насосах используются обратные клапаны 7 (рис. 2.16, в),
которые открываются при движении плунжеров вправо.
Регулирование подачи насоса (рис. 2.16, д) осуществляется по-
воротом самого плунжерного блока 6, связанного с приводным ва-
лом 8 и планшайбой 2 карданным валом 9. Плунжеры 3 изготовле-
ны полыми и соединены с планшайбой 2с помощью шатунов 10.
Для аксиально-поршневых насосов характерна одна проблема,
заключающаяся в том, что необходимо обеспечивать силовое за-
мыкание плунжеров и планшайбы, особенно при нахождении
плунжеров в зоне всасывания. Если в радиально-поршневых насо-
сах прижим плунжеров к статорному кольцу может осуществлять-
ся за счет инерционных сил, действующих на плунжеры при вра-
щении ротора, то для аксиально-поршневых насосов необходимо
предусматривать принудительное поджатие плунжеров к план-
шайбе. Такое принудительное поджатие плунжеров производится
и для радиально-поршневых насосов, чтобы обеспечить надежную
работу на малых частотах вращения и при нахождении плунжеров
в зоне всасывания, где возникают силы отрыва плунжера от стато-
ра. В качестве способов принудительного силового замыкания мо-
гут использоваться различные технические решения. Например,
применение пружин, устанавливаемых в полостях работы плунже-
ров и воздействующих на плунжеры (рис. 2.16, в). Другим средст-
вом может быть насос подпитки, принудительно заполняющий
всасывающие камеры насоса под определенным давлением, соз-
дающим силу прижима на такте всасывания (на такте нагнетания
такая сила создается самим давлением нагнетания). Еще одним
техническим решением может являться механическое закрепле-
ние плунжеров на планшайбе, как это показано на рис. 2.16, г, д.
Большому многообразию принципиальных схем соответствует
значительная номенклатура выпускаемых промышленностью ак-
сиально-поршневых насосов. Это обусловлено и большими досто-
инствами указанных насосов, среди которых возможности полу-
чения высоких подач жидкости до 400 л/мин при давлениях до
100 МПа. Благодаря меньшей по величине, чем у радиаль-
но-поршневых насосов, неуравновешенности и инерционности
по
3 4
5
6
Рис. 2.17. Нерегулируемый аксиально-поршневой насос мод. МНА
эти насосы работают при частотах вращения до 3000 1/мин, обес-
печивая получение мощностей до 100 кВт.
Энергоемкость аксиально-поршневых насосов почти в два раза
твыше, чем у радиально-поршневых, и составляет 10...30 Н/кВт
(меньшие значения для нерегулируемых насосов). Коэффициент
; подачи таких насосов также высок и составляет 0,97...0,98, а пол-
ный КПД-0,95 [4].
г Ниже приведено несколько примеров конструктивного испол-
нения аксиально-поршневых насосов, подтверждающих изложен-
ные выше принципиальные схемы. Так, на рис. 2.17 показан нере-
гулируемый аксиально-поршневой насос модели МНА, в котором
используются торцовое распределение рабочей жидкости и вра-
щающийся плунжерный блок 6. Он обеспечивает подачу жидкости
до 90 л/мин и работает при давлениях до 20 МПа. Этот насос отли-
чается еще и тем, что может работать и как насос, и как гидравли-
ческий мотор.
Вращение роторному блоку 6 передается валом 1, установлен-
ным на опорах' в крышке 2. В ней же находится и наклонная план-
шайба, состоящая из неподвижного опорного диска 3 и несущего
прижимного диска 4. В диске 4 расположены подпятники 8, в ко-
торых завальцованы сферические головки плунжеров 5. Тем са-
мым обеспечивается постоянный прижим плунжеров к наклонной
планшайбе. В плунжерах 5 выполнены центральные сверления
(каналы), благодаря которым рабочая среда подается в подпятник
ш
Рис. 2.18. Нерегулируемый аксиально-поршневой насос мод. НАМ
и обеспечивает его гидростатическую разгрузку в период нагнета-
ния. При вращении ротора 6 плунжеры совершают возвратно-по-
ступательные движения, обеспечивая всасывание жидкости из
бака и ее нагнетание в гидравлическую систему через распредели-
тельный диск 7 в соответствии с описанным выше принципом
действия.
В случае работы указанной гидравлической машины в режиме
гидравлического мотора к плунжерам подается жидкость под дав-
лением. Вследствие этого возникает осевая сила, действующая на
наклонную планшайбу, и ее радиальная составляющая в виде ок-
ружной силы, которая создает крутящий момент и приводит плун-
жерный роторный блок би связанный с ним вал 1 во вращение.
На рис. 2.18 показан нерегулируемый аксиально-поршневой
насос, в котором плунжерный блок с плунжерами /неподвижен и
установлен в корпусе 3, а вал 1 приводит во вращение две наклон-
ные планшайбы 5, установленные в крышках 2 и 4 симметрично.
Вследствие этого приводной вал 1 и его опоры разгружаются от
значительных по величине осевых сил, и нет необходимости уста-
навливать в опорах мощные упорные подшипники. Кроме того,
такой насос может работать при давлениях до 40 МПа. Сами плун-
112
i Рис.2.19. Нерегулируемый аксиально-поршневой насос мод. НА-74
»серы сферическими головками закреплены в подпятниках 6. При
рращении вала с планшайбами плунжеры совершают возврат-
но-поступательные движения, обеспечивая всасывание жидкости
Ji3 внутренней полости насоса, связанной с баком каналом Л, через
серповидные канавки, выполненные на наклонных планшайбах 5.
В зоне всасывания эти канавки располагаются против централь-
ного отверстия в подпятнике 6, соединяя внутреннюю полость на-
коса (картер насоса) с рабочей жидкостью через канал в плунжерах
с увеличивающейся полостью между торцами плунжеров, что
обеспечивает заполнение этой полости жидкостью на такте всасы-
вания. Нагнетание жидкости в гидросистему осуществляется через
обратный шариковый клапан <?по каналу Б при движении плунже-
Е7 навстречу друг другу. Под действием давления нагнетания
ик 8 преодолевает силу пружины и открывает проход жидко-
в кольцевую канавку в корпусе 1 и далее в канал Б. Таким обра-
, в этом насосе применено клапанно-торцовое распределение
кости.
Аксиально-поршневой насос (рис. 2.19) относится к регули-
шм насосам, т. е. насосам, обеспечивающим изменение пода-
lacoca в соответствии с необходимыми условиями работы. В
применено клапанное распределение жидкости. Принцип
из
действия этого насоса заключается в следующем. Вал 6 вращает
наклонные планшайбы 1, вследствие чего плунжеры 3, связанные
с подпятниками <?на дисках 2, совершают возвратно-поступатель-
ные движения. Когда плунжеры расходятся, происходит такт вса-
сывания, когда они движутся навстречу друг другу — такт нагнета-
ния. В рабочей полости плунжеров установлены всасывающий 5 и
нагнетательный 4 клапаны. Клапан 5обеспечивает соединение ра-
бочей полости плунжеров с внутренней полостью самого насоса,
которая с помощью трубопровода, подключаемого к каналу А, со-
единена с баком. Регулирование подачи насоса осуществляется
перемещением распределительной втулки 7за счет тяги 9. На рас-
пределительной втулке выполнен специальный паз, в котором на-
ходится толкатель, воздействующий на всасывающий клапан 5. С
помощью этого толкателя клапан 5 может быть открытым в мо-
мент такта нагнетания. Например, если он будет открыт во время
такта нагнетания, то вся вытесняемая движущимися навстречу
друг другу плунжерами рабочая жидкость будет возвращаться че-
рез открытый клапан 5 во внутреннюю полость насоса. Это будет
соответствовать нулевой подаче насоса. Если же в момент начала
такта нагнетания клапан 5закроется, то вытесняемая плунжерами
жидкость открывает нагнетательный клапан 4 и проходит в канал
Б и далее по подсоединенному к нему трубопроводу в гидравличе-
скую систему. Такой вариант работы будет соответствовать макси-
мальной подаче насоса. Таким образом, если клапан 5держать от-
крытым некоторое время от начала такта нагнетания, то в гидро-
систему будет поступать лишь какая-то часть полного потока на-
соса. Перемещая распределительную втулку вдоль оси вала, можно
регулировать это время и, следовательно, подачу насоса. Указан-
ный тип насоса обеспечивает подачу жидкости до 400 л/мин и рабо-
тает при давлениях до 40 МПа.
Регулирование подачи насоса может быть осуществлено путем
изменения угла наклона планшайбы 2 (рис. 2.20). В этом насосе
вращение вала 3 передается ротору с плунжерами 7, а сама план-
шайба 2 неподвижна. При подаче жидкости в канал управления 5
цилиндр 4 начнет перемещаться влево, изменяя угол наклона
планшайбы 2 в сторону его уменьшения. Тем самым будет умень-
шаться и подача насоса. Поскольку регулирование подачи осуще-
ствляется с помощью гидравлики, то этот насос можно считать
примером дистанционного управления подачей жидкости, при-
чем это управление легко можно сделать автоматизированным,
соединив должным образом канал управления 5 с рабочими по-
лостями гидравлического двигателя. Тогда, например, увеличение
давления в полостях гидродвигателя будет вызывать уменьшение
114
Рис. 2.20. Регулируемый аксиально-поршневой насос фирмы Vickers
подачи насоса, а значит, и скорости движения исполнительного
узла гидрофицированной машины. И, наоборот, уменьшение дав-
ления — увеличение скорости. Такие условия работы очень часто
встречаются в реальных технологических системах. Насос компак-
тен, имеет малый вес и хороший показатель энергоемкости (около
10 H/кВт) и обеспечивает подачу жидкости до 200 л/мин при дав-
лениях до 21 МПа.
Кулачковые (эксцентриковые) насосы нашли большое примене-
ние потому, что обеспечивают получение значительных потоков
жидкости (более 1000 л/мин) и могут работать при высоких давле-
ниях, достигающих 100 МПа и более. Кроме того, их удобно
^страивать непосредственно в корпус какого-либо технологиче-
ского оборудования. Все кулачковые насосы являются, как прави-
ло, насосами клапанного распределения жидкости. На рис. 2.21
Представлен насос, в котором вращение эксцентрикового (колен-
чатого, кулачкового) вала 7, смонтированного на опорах 2, вызы-
вает возвратно-поступательное движение плунжеров 5, установ-
ленных в корпусе 3. Поджим плунжеров 5и связанных с ними под-
пятников 4 к поверхности вала осуществляется пружинами 6.
Внутренняя полость насоса каналом А связана с баком и заполнена
рабочей жидкостью. На такте всасывания, когда плунжеры дви-
жутся вверх, увеличивается объем полости у нижнего торца плун-
115
Рис. 2.21. Кулачковый насос модели Н401У
Рис. 2.22. Кулачковый насос звездообразного исполнения
мод. НР-Ф 6,3/500 М
жера. Благодаря наличию канавок К, выполненных на поверхно-
сти вала, в такте всасывания жидкость заполняет увеличивающую-
ся полость под плунжером. В такте нагнетания, когда плунжер уже
не контачит с канавкой К, движущийся вниз плунжер вытесняет
жидкость через клапан 7, отжимая шарик <?от седла и преодолевая
силу пружины обратного клапана в канал Б и далее в гидросистему
по трубопроводу, подсоединяемому к выходу Б.
116
Рис. 2.23. Нерегулируемый кулачковый насос мод. 50НР
В эксцентриковом насосе (рис. 2.22) использован однокулач-
ювый вал 7 (в отличие от трехкулачкового на рис. 2.21), установ-
юнный на опорах в крышке 2 и корпусе 4, а пять плунжеров 72раз-
(ещены в корпусе ‘/звездообразно внутри бобышек 77. Это позво-
лило уменьшить длину вала между опорами и увеличить его жест-
гость, а также уменьшить осевые размеры насоса. Плунжеры
Вязаны с подпятниками 10, опирающимися на обойму 5, смонти-
юванную на валу на опорах вращения. В этом насосе применен
Ополнительный насос 7, соединенный с эксцентриковым валом 7
1уфтой 6 и обеспечивающий принудительное заполнение всасы-
117
вающих полостей основного насоса по трубопроводу Т через об-
ратный клапан 8 в такте всасывания, когда плунжеры движутся к
оси вращения вала 1. В такте нагнетания, когда плунжеры движут-
ся от оси вращения вала 1, жидкость вытесняется через нагнета-
тельный клапан 9 в выходной канал Б. Диски 3 предназначены для
уравновешивания вращающихся масс.
На рис. 2.23 показан нерегулируемый кулачковый насос, в ко-
тором плунжеры 6закреплены своими сферическими головками в
седлах 4, запрессованных в корпусе 3. Плунжеры перемещаются в
цилиндрах 7, установленных на валу 1 с помощью плавающих
обойм 8. Всего на эксцентрик (кулачок) вала 1 опирается десять
плунжерных пар (плунжер-цилиндр) по пять в каждом ряду, что
дает возможность получать большие потоки жидкости. Внутрен-
няя полость насоса соединена с баком и заполнена рабочей жидко-
стью. Вал смонтирован на опорах вращения 2, установленных в
крышках насоса. Всасывание жидкости осуществляется через ка-
навки К на валу (как в насосе на рис. 2.21), а нагнетание — через
обратные клапаны 5 (как в предыдущем насосе). Здесь для уравно-
вешивания вращающихся масс так же, как и в предыдущем насосе,
применены диски 9.
Рис. 2.24. Регулируемый кулачковый насос мод. 50НРР
118
Эксцентриковые насосы могут быть регулируемыми (рис.
;2.24). Здесь для изменения подачи насоса используется распреде-
лительная втулка 10, перемещаемая тягой 11. Работа насоса проис-
ходит таким образом. Всасывание жидкости осуществляется из
внутренней полости (картера) насоса через канавки К при ходе
^плунжеров 6 от оси вращения вала. Нагнетание — на обратном
15 плунжеров через нагнетательные клапаны 5 (спецификация
лей насоса аналогична рис. 2.23). Но для регулирования пода-
асоса здесь установлен сливной клапан 12, распределительная
[ка 10, вращающаяся вместе с валом, и в правой крышке насоса
олнены сливные каналы С, соединяющие выходной канал Б с
?ером насоса. Таким образом, если распределительная втулка
е перекрывает каналы С, то в такте нагнетания вся вытесняе-
через клапан 5жидкость уходит через открытый сливной кла-
12 в картер насоса, но не в выходной канал Б (нулевая подача
>са). Если же сместить распределительную втулку 10 влево, то
асти нагнетательного хода плунжеров втулка перекрывает ка-
я С, в них создается давление подпора, которое, создавая уси-
на правой части сливного клапана 12, закрывает его и пере-
вает слив жидкости в картер насоса. Тогда оставшаяся часть
костй будет вытесняться в гидросистему по каналу Б. Если рас-
(елительная втулка перекрывает сливные каналы С на все вре-
акта нагнетания, то насос обеспечивает максимальную подачу,
вод тяги 11 может быть ручным или автоматизированным, что
:печивает широкое применение такого способа регулирования
1чи насоса, которое часто называют фазным регулированием.
Моторно-пластинчатые насосы называются так потому, что
ют в своем составе пластины, устанавливаемые на ротор насо-
1ластины играют роль вытеснителей жидкости и часто называ-
шиберами.
< этой группе относятся радиально-пластинчатые насосы одно-
ного и многократного действия. Под кратностью понимается
?о тактов всасывания — нагнетания за один оборот ротора на-
.. Теоретически возможно создание и аксиально-пластинча-
насосов. Однако на практике это не нашло своего решения
а сложных конструктивных исполнений и значительных за-
.
Тринцип действия радиально-пластинчатых насосов показан
ис. 2.25, а и заключается в следующем. При вращении ротора
тановленного в корпусе 1 с эксцентриситетом е, по стрелке из-
яется объем полости, заключенной между поверхностями ро-
I, пластин 3, корпуса (статора) и боковых торцовых крышек на-
. (на рисунке не показаны и находятся в плоскости рисунка).
119
Рис. 2.25. Принцип действия пластинчатых насосов:
а — однократного действия; б — двукратного действия
Причем в нижней полуокружности этот объем увеличивается, а в
верхней полуокружности — уменьшается. При увеличении объе-
ма создается разрежение, и под действием силы, возникающей
из-за разности атмосферного давления и давления в полости насо-
са, жидкость поднимается по трубопроводу из бака и заполняет по
каналу Л увеличивающуюся полость между пластинами. Вращени-
ем ротора она переносится в верхнюю полуокружность, где объем
уменьшается, и вытесняется пластинами в нагнетательный канал
Б. Следует отметить, что при вращении ротора пластины соверша-
ют в пазах возвратно-поступательное движение, действуя как
своеобразные плоские плунжеры толщиной S. Это свойство может
быть использовано как дополнительный насос.
Аналогичен принцип работы и пластинчатого насоса много-
кратного действия, показанного на примере насоса двукратного
действия (рис. 2.25, б). Внутренняя полость статора (корпуса) 1 вы-
полнена в форме овала. Благодаря этому статор 1 и ротор 2 соосны
и отпадает необходимость в перемещении самого ротора относи-
тельно оси статора. Изменение объема полостей между пластина-
ми 3 происходит за счет формы внутренней поверхности статора.
Причем это изменение происходит дважды за один оборот ротора
на такте всасывания и на такте нагнетания (поэтому насос называ-
ют насосом двукратного действия). Если внутреннюю поверх-
ность ротора выполнить иной формы (например, в виде скруглен-
ного треугольника или четырехугольника), то можно получить на-
120
сосы многократного действия. Однако такое исполнение требует
значительных затрат и нашло ограниченное применение.
В пластинчатых насосах всасывающие и нагнетательные по-
лости могут быть соединены соответственно с баком и напорным
трубопроводом гидравлической системы с помощью серповидных
канавок А и Б, выполненных на боковых крышках насосов (рис.
2.25, б) и соединяемых каналами.
Насосы многократного действия обеспечивают более высокую
додачу рабочей жидкости, чем насосы однократного действия. К
тому же ротор насоса многократного действия разгружен от одно-
стороннего действия радиальных сил от давления рабочей среды,
что дает возможность работы насоса при более высоких давлениях.
Рднако насосы многократного действия нерегулируемы. В то же
время из принципа действия пластинчатого насоса однократного
Действия видно одно из его основных достоинств — возможность
регулирования подачи насоса путем изменения величины эксцен-
триситета е и реверсирования потока жидкости путем изменения
Знака е, т. е. путем перемещения ротора вправо от оси статора (рис.
Х25, а).
| Рабочий объем пластинчатого насоса однократного действия
без толщины пластин S находят по формуле Ио = 2nDbe, где
® = 2R — диаметр статора, b — ширина пластины вдоль оси рото-
ра. Если же учитывать толщину 5 и число пластин z, то Ио =
1Й 2be (nD — zS).
| С целью уменьшения пульсации потока жидкости при работе
(пластинчатого насоса число пластин должно быть нечетным.
Обычно это от 11 до 17 пластин. Большее число пластин нежела-
тельно, поскольку в этом случае на рабочий объем начинает отри-
гльно влиять суммарная толщина пластин и растет диаметраль-
i размер ротора. Однако для пластинчатых насосов многократ-
э действия с целью полной разгрузки ротора от радиальных сил
то пластин берут четным. А чтобы еще и уменьшить влияние
иального смещения пластин при вращении ротора насоса дву-
гного действия на подачу жидкости, число пластин берут рав-
112 или 16, т. е. кратным четырем. Подача насоса двукратного
ствия QH зависит от размеров большой R и малой г полуосей
точки внутренней полости статора (рис. 2.25, б) и частоты вра-
[ия ротора насоса п и определяется по формуле 0Н = Иол =
Ьп [тс(Я2 - i2) — (R — r)zS\.
В реальных конструкциях пластинчатых насосов регулирова-
подачи жидкости может осуществляться вручную или автома-
гски не за счет смещения ротора насоса 1, а путем перемеще-
статорного кольца 2 (рис. 2.26). Это производится вращением
121
A — A
A
Рис. 2.26. Конструкция регулируемого пластинчатого насоса мод. Г12-5М
винта 3, который перемещает статорное кольцо 2 вверх или вниз и
изменяет эксцентриситет (а значит, и рабочий объем насоса и его
подачу) от + е до — е. При этом на статорное кольцо с противопо-
ложной стороны действует сила пружины 8 (ее натяг настраивает-
ся регулировочным винтом 7), которая обеспечивает перемещение
статорного кольца вниз. В то же время на статорное кольцо изнут-
ри воздействует сила от давления жидкости в уменьшающихся при
вращении ротора нагнетательных полостях насоса, образуемых
поверхностями пластин 4, ротора 7, статорного кольца 2, опорного
9и распределительного 10дисков, установленных в корпусе 5. Эта
постоянно действующая сила направлена таким образом, что пы-
тается сместить статорное кольцо в сторону пружины 6 и устано-
вить эксцентриситет е равным нулю. Это свойство часто использу-
ется для автоматического уменьшения подачи насоса или ее пол-
ного прекращения при росте давления выше необходимой величи-
ны. Тогда сила, действующая на статорное кольцо со стороны
сжимаемой жидкости, превышает силу пружины 6, настраивае-
мую заранее ее регулировочным винтом, и перемещает кольцо 2 в
сторону уменьшения эксцентриситета вплоть до нулевого значе-
ния. Это позволяет не только автоматически уменьшить подачу
122
Рис. 2.27. Двухсекционный пластинчатый насос
расоса при росте нагрузки на двигатель, но и предохранить гидрав-
лическую систему и сам насос от возможных перегрузок.
i Вращение ротора насоса осуществляется приводным двигате-
лем, подсоединяемым к валу 12. В крышке 11 выполнены каналы
рсасывания А и нагнетания Б, которые соединяются внутренними
каналами в крышке с серповидными канавками на распредели-
тельном диске 10.
[ Пластинчатые насосы, как и поршневые, с целью увеличения
родачи или использования для одновременного питания несколь-
ких контуров гидравлической системы могут изготавливаться
многосекционными. На рис. 2.27 показан двухсекционный пла-
стинчатый насос, который имеет один канал всасывания и два ка-
нала нагнетания. При необходимости они могут быть объединены,
огда насос обеспечит суммарную подачу рабочей жидкости от
беих секций, представляющих собой два пластинчатых насоса
?отор 2 с пластинами вращается в статорном кольце 5), установ-
енных на одном приводном валу 1 в корпусе 4.
I На рис. 2.28 показан двухпластинчатый насос, в котором в ро-
оре ^установлены две диаметрально противоположные пластины
^поджимаемые к внутренней поверхности статорного кольца 2
[ужинами 5. Статорное кольцо 2 жестко закреплено в корпусе 1,
здавая постоянный эксцентриситет с ротором. Поэтому этот на-
с является нерегулируемым. Он прост в изготовлении и относи-
пьно дешев. Однако он обеспечивает подачу жидкости до
i/мин при небольших давлениях до 0,4 МПа со значительной
123
Рис. 2.28. Двухпластинчатый насос мод. С12-4М
Рис. 2.29. Схема пластин-
чатого насоса двукратного
действия с невращающи-
мися пластинами:
А — полость всасывания; Б —
полость нагнетания; Г— ка-
нал соединения с баком; Д —
канал соединения с напорным
трубопроводом
пульсацией. Такие насосы могут широко применяться в системах
смазки или в неответственных гидроприводах, где нет высоких
давлений и требования к пульсации потока Q рабочей жидкости и
давления низкие.
Двухпластинчатый насос, показанный на рис. 2.29, относится
к насосам двукратного действия и характерен тем, что пластины 3
установлены не в роторе 2, а в статоре 1, и поджаты к ротору пру-
жинами 4. Сам ротор выполнен не цилиндрическим, а в виде вала с
криволинейной наружной поверхностью, обеспечивающей изме-
нение всасывающих А и нагнетательных Б полостей насоса при
вращении с частотой п. Благодаря такому
конструктивному решению ротор без пла-
стин лучше уравновешен и позволяет бо-
лее высокие скорости вращения, чем у
обычных пластинчатых насосов. Это в
свою очередь дает возможность получать
большие подачи насосов не только благо-
даря высокой частоте вращения, но и зна-
чительным рабочим объемам, достигаю-
щим 400 см3. Пластины таких насосов тол-
ще, чем у обычных пластинчатых насосов,
что позволяет работать насосу при Давле-
ниях до 25 МПа и более. Поскольку насос
имеет две камеры всасывания и нагнета-
ния, то они попарно подсоединяются ка-
налами Гс баком и каналами Дс напорным
трубопроводом гидравлической системы.
Рассмотрев различные типы насосов,
следует отметить, что на гидравлических
124
схемах приводов они имеют однотипное условное обозначение в
виде окружности со стилизованной стрелкой в виде зачерненного
треугольника, направленного одной из вершин наружу окружно-
сти. Это означает, что гидравлическое устройство выдает рабочую
жидкость в гидравлическую систему, т. е. является ее источником.
В условном обозначении потребителя энергии (например, гидрав-
лического мотора) стрелка будет направлена внутрь. Зачернен-
ность треугольника (стрелки) означает, что речь идет о жидкой ра-
бочей среде. Для газовых рабочих сред стилизованная стрелка не
Зачерняется. Условные обозначения основных элементов гидрав-
лических схем приведены в табл. 2.1.
Таблица 2.1. Условные обозначения некоторых гидравлических
и пневматических устройств
Наименование элемента гидросхемы Графическое обозначе- ние
Гидролиния (трубопровод, канал): всасывающая, напорная, сливная дренажная (отвод утечек)
, Насос: i нереверсивный постоянной подачи (нерегулируемый) L ф
1 реверсивный регулируемый
• Гидромотор: нереверсивный нерегулируемый ф
' реверсивный регулируемый
Поворотный гидродвигатель м
Объемная гидропередача с нерегулируемым насосом и ютором и одним направлением движения ведомого зве- i
Гидродроссель L -Щ-
125
Продолжение табл. 2.1
Наименование элемента гидросхемы Графическое обозначе- ние
Гидробак 1 ।
Срез трубопровода ниже уровня жидкости , |,
Срез трубопровода над уровнем жидкости lL
Регулятор расхода последовательного соединения
Компрессор ф
Пневмомотор реверсивный регулируемый
Г идроаккумулятор: грузовой
пружинный
газогидравлический
Гидро-, пневмоцилиндр: двустороннего действия и с двусторонним штоком £ £
двустороннего действия и с односторонним штоком
‘ 1
1 1
плунжерный
126
Продолжение табл. 2.1
' Наименование элемента гидросхемы Графическое обозначе- ние
регулятор расхода параллельного соединения
Обратный гидроклапан —ф—
Фильтр —/|\—
Манометр
К источникам гидравлической энергии относятся также и гид-
равлические аккумуляторы. Ими называются устройства, предна-
шаченные для накопления энергии и ее отдачи в необходимые
®ри работе гидравлического привода периоды. По сути своей гид-
равлический аккумулятор является резервным или дополнитель-
ным источником энергии. И потому имеет очень широкое приме-
нение как для создания дополнительных потоков жидкости, так и
I качестве аварийного источника энергии, а также в других раз-
личных технологических целях.
Гидравлические аккумуляторы бывают трех типов: грузовые
юис. 2.30, а), пружинные (рис. 2.30, б) и газовые (рис. 2.30, в, г, д,
у. В свою очередь газовые гидроаккумуляторы могут быть без раз-
деления сред (рис. 2.30, в) и с разделением газовой и жидкой среды
рис. 2.30, г, д, е). В качестве разделителя может быть поршень 6
Жесткий разделитель) или мембраны 7 и 9 (эластичный раздели-
тель).
s Принцип действия гидравлического аккумулятора заключает-
ся в следующем. Накопление энергии в аккумуляторе происходит
I процессе его зарядки. Зарядка аккумулятора осуществляется пу-
|ьм совершения некоторой работы по преодолению силы веса G
|)уза 2в грузовом аккумуляторе, силы пружины 5в пружинном ак-
кумуляторе и силы от давления сжатой газовой среды в газовом ак-
кумуляторе. Работу аккумулятора рассмотрим на примере газового
аккумулятора. Перед сдачей газового аккумулятора в эксплуата-
цию он заполняется газовой средой под начальным давлением рнач
127
Рис. 2.30. Схемы гидравлических аккумуляторов
через штуцер 5(рис. 2.30, г, д) и закрывается пробкой. Мембрана 9
растягивается и прижимается к внутренней поверхности корпуса
аккумулятора (рис. 2.30, е). К штуцеру <?подсоединяется трубопро-
вод гидравлической системы. Если давление в гидросистеме пре-
вышает начальное давление в аккумуляторе, то клапан 10 подни-
мается верх и открывает проход рабочей жидкости внутрь аккуму-
лятора (рис. 2.30, ж). Жидкость заполняет внутреннюю полость
аккумулятора и обжимает мембрану 9. Одновременно с этим рас-
тет и давление сжатого газа за счет уменьшения его объема. Про-
цесс зарядки аккумулятора закончится при уравнивании давлений
сжатого газа и жидкости. Для грузового аккумулятора зарядка за-
канчивается при подъеме груза на полную высоту (рис. 2.30, а), а
128
утя пружинного — при уравнивании силы сжатой пружины Зс си-
1ОЙ, действующей на поршень 1 от давления рабочей жидкости
рис. 2.30, б). Разрядка аккумулятора начинается при понижении
давления рабочей жидкости в гидравлической системе. Тогда под
действием большего давления сжатого газа расширяющаяся мем-
фана вытесняет жидкость через открытый клапан 10 в гидросис-
тему (рис. 2.30, з). Рекомендуется разрядку аккумулятора произво-
щть до некоторого минимально допустимого давления рмин, не-
сколько большего, чем начальное давление сжатого газа. При этом
те происходит полное опорожнение самого аккумулятора, что
федотвращает контакт эластичной мембраны с клапаном 10 и
увеличивает срок ее службы.
Достоинством грузовых аккумуляторов является постоянство
давления аккумулятора рак, которое не зависит от степени разряд-
си аккумулятора и определяется (без учета сил трения) весом груза
7, т. е. paK = G/S, где S — эффективная площадь поршня 1 в цилин-
tpe 4. Однако их громоздкость и необходимость лишь вертикаль-
*ой установки серьезно сужают область применения таких акку-
муляторов. Чаще всего их применяют в гидравлических системах
[рессового оборудования.
Достоинством пружинных аккумуляторов являются их мень-
зая громоздкость, возможность встраивания непосредственно в
Идравлические устройства (см. рис. 2.32) и способность работы в
юбом положении. Однако давление такого аккумулятора зависит
гг степени его разрядки и без учета сил трения определяется выра-
сением рак = с (й0 + h)/S, где с — жесткость пружины 3, hQ — пред-
варительный натяг пружины, h — ход поршня 1 во время зарядки.
J К достоинствам газовых аккумуляторов относят их компакт-
ность, удобство в монтаже и возможность установки в любом по-
ложении (последнее не касается газовых аккумуляторов без разде-
ения сред). Наиболее компактны газовые аккумуляторы с эла-
тичной мембраной. Газовый аккумулятор с жестким разделите-
ем более громоздок, силы трения велики за счет уплотнительных
цементов поршня 6, что препятствует его широкому примене-
ию. Газовый аккумулятор без разделения сред не имеет трущихся
рверхностей, но работоспособен лишь в вертикальном положе-
нии и требует использования такого газа, который мало растворя-
тся в рабочей жидкости и не вступает с нею в химические реак-
>ии. Это также ограничивает область применения таких аккуму-
ятооов.
129
Рис. 2.31. Схемы гидравлических аккумуляторов:
а — пружинный; б — газогидравлический с жестким разделением сред; в — газогидравличе-
ский с эластичной мембраной
Устройство применяемых в промышленности аккумуляторов
показано на рис. 2.31.
Пружинный аккумулятор (рис. 2.31, а) представляет собой ци-
линдр 7, в котором поршень 6 со штоком 5 поджат к верхней
крышке цилиндра пружиной 3, размещенной между фланцами 2 и
4. Сила поджима настраивается гайкой 7. При соединении канала
А с напорной гидролинией при росте давления поршень 6 опуска-
ется вниз, сжимая пружину 3 (происходит процесс зарядки акку-
мулятора). В случае падения давления в канале А действием пру-
жины поршень вытесняет в гидролинию жидкость из аккумулято-
ра (происходит процесс его разрядки). Тем самым обеспечивается
сглаживание пульсаций давления. Канал Б обеспечивает отвод из
нижней полости цилиндра 7 утечек жидкости.
Газогидравлический аккумулятор с жестким разделением сред
модели АРХ (рис. 2.31,6) выполнен в виде цилиндра 7, внутри ко-
торого находится поршень 3. В верхнюю полость между крышкой
4 и поршнем 3 через клапан 5 закачивается технический азот при
необходимом для работы давлении. В нижнюю полость аккумуля-
тора по каналу А в крышке 2 подается рабочая жидкость гидравли-
ческой системы. Для лучшей герметизации проточку Б поршня 3
130
Заполняют этой же жидкостью, создавая так называемый масля-
ный замок, который вместе с резиновыми кольцами 6надежно уп-
потняет зазор между поршнем и цилиндром.
I Благодаря своей компактности и малой инерционности широ-
ко применяются газогидравлические аккумуляторы баллонного
типа с эластичным разделителем сред в виде мембраны 2 (рис. 2.31,
?)• В корпусе 7 аккумулятора диаметром ^установлен клапан 4 для
юдвода рабочей жидкости из гидросистемы. В верхней части бал-
юна установлен клапан 3, через который закачивается сжатый газ
>нутрь мембраны 2 в виде мешка.
\ Такие аккумуляторы обеспечивают работу гидросистем при
[явлениях до 32 МПа и имеют объем баллона от 1 до 40 дм3. В каче-
Тве газа в них используется технический азот, нейтральный к ма-
©риалу баллона и мембраны. Однако следует заметить, что при
ксплуатации баллонных аккумуляторов должны строго соблю-
даться правила их эксплуатации и в установленные сроки прово-
диться проверки их работоспособности, как оборудования, нахо-
дящегося под высоким давлением.
Выбор аккумуляторов производится по конструктивному объ-
му баллона W6, рассчитываемому с учетом полезного объема №п и
делений газа и рабочей жидкости гидравлической системы:
Кп/^б =Лач/7’мин -Рнач/Рмако гДермакс ~ максимальное давление
грядки аккумулятора, — полезный объем аккумулятора, оп-
еделяемый с учетом дополнительного потока жидкости Qa, кото-
Ый должен выдавать аккумулятор в течение времени /, по форму-
На рис. 2.32 показан пример применения пружинного аккуму-
ятора в гидравлическом амортизаторе модели СА-106, используе-
ом для торможения движущихся узлов. Когда последний наезжа-
ет на шток поршня 7, он смещается, вытесняя жидкость из полости
в корпусе 2 в полость /через сопротивления в канале Б в виде
(ели дросселя 3 и в полости А в виде кольцеобразной щели между
оршнем 7 и ее конической поверхностью по каналу В. При этом
лижущийся узел тормозится, теряя кинетическую энергию на
реодоление сопротивлений. Вытесняемая поршнем 7 жидкость
Ьздействуетна поршень -/аккумулятора, сжимая пружину 5, заря-
жает его. Когда остановившийся узел уйдет от амортизатора, дав-
ание в полости /понизится, и пружина 5 с поршнем 4 вытеснит
Идкость из аккумулятора через обратный клапан 6 в полость А.
оршень 7 выдвинется из корпуса и снова будет готов к торможе-
Ию.
131
Рис. 2.32. Гидравлический амортизатор мод. СА-106
Применение аккумуляторов в гидравлических приводах повы-
шает КПД гидравлической системы и снижает материальные за-
траты. В то же время гидравлические аккумуляторы дают возмож-
ность получить большие кратковременные мощности без увеличе-
ния потребляемой гидрофицированным оборудованием мощности
за счет запасенной энергии. Эти факторы и обусловили широкое
применение гидроаккумуляторов на практике. Примеры гидравли-
ческих приводов с аккумуляторами приведены на рис. 2.33.
На рис. 2.33, а показан гидравлический аккумулятор в качестве
аварийного источника энергии. Так, если произойдет отключение
электроэнергии, то прекратится работа насоса. Однако аккумуля-
тор обеспечит подачу жидкости к гидравлическому цилиндру 7
(сведения о гидравлических цилиндрах даны в разделе 2.3) и пре-
дотвратит аварийную ситуацию в работе гидравлического приво-
да. На рис. 2.33, б показан аккумулятор в качестве дополнительно-
го источника энергии. Если гидравлический распределитель 2
(сведения о гидравлических распределителях приведены в разделе
2.4) переключить в правую позицию, то аккумулятор подсоеди-
нится к напорной гидролинии насоса, и к гидроцилиндру 1 начнет
132
юступать суммарный поток жидкости, состоящий из потока акку-
гулятора и потока, пропускаемого дросселем.
• С помощью гидроаккумулятора в приводе (рис. 2.33, в) осуще-
твляет зажим детали цилиндром 1 при отключении насоса по ко-
анде реле давления 3, когда давление в системе достигнет необхо-
ймого для зажима уровня. Тем самым обеспечивается экономия
отребляемой насосом энергии.
На рис. 2.33, г показан пример использования аккумулятора
йя питания систем смазки. При достижении в системе необходи-
Ого для смазки и зарядки аккумулятора давления реле 3 отключа-
t1 насос, а подвод смазки происходит от аккумулятора.
На рис. 2.33, д показано применение аккумулятора для гаше-
Йя пульсаций давления жидкости в динамическом режиме рабо-
»1 гидравлического привода клепальной машины. При этом акку-
улятор А1 гасит забросы давления, возникающие при соударении
цущих навстречу друг другу штоков цилиндров 7, а аккумулятор
133
А2 — возможные скачки давления в напорной гидролинии насоса
при переключениях гидрораспределителя 2 из левой позиции в
правую, поскольку при прохождении средней позиции распреде-
лителя мгновенно перекрываются каналы подвода жидкости. Это
может привести к возникновению гидравлического удара, сопро-
вождающегося скачками давления, причем мгновенный рост дав-
ления может достичь уровень, в 2...2,5 раза превышающий рабочее
давление.
Схема, приведенная на рис. 2.33, е, иллюстрирует работу акку-
мулятора в тормозных гидравлических устройствах. Когда устрой-
ство осуществляет торможение, поршень цилиндра 7 под действи-
ем наехавшего на него тормозимого узла (на рис. 2.33, е не пока-
зан) опускается вниз, вытесняя жидкость через дроссель 4 и гася на
нем энергию движущегося узла. Часть вытесняемой жидкости по-
ступает в верхнюю полость цилиндра 7, другая — в аккумулятор,
заряжая его. Когда тормозное устройство освободится от воздей-
ствия заторможенного узла (он уйдет вверх), аккумулятор начнет
вытеснять жидкость в нижнюю полость цилиндра через обратный
клапан, осуществляя быстрое (за счет дифференциального вклю-
чения цилиндра) перемещение поршня вверх и подготавливая уст-
ройство к новому торможению. Подключение параллельно дрос-
селю 4 клапана давления 5обеспечивает получение режима тормо-
жения с постоянным замедлением и предохраняет устройство от
перегрузки, ограничивая давление в цилиндре в соответствии с на-
стройкой предохранительного клапана на максимально допусти-
мое давление.
В схеме, приведенной на рис. 2.33, ж, аккумулятор обеспечи-
вает реверс гидроцилиндра 7. При движении поршня вправо про-
исходит зарядка аккумулятора. В случае переключения распреде-
лителя 2 в правую позицию происходит разгрузка насоса (давление
в напорной гидролинии насоса понижается почти до нуля), а акку-
мулятор, разряжаясь, перемещает поршень влево.
Еще одним типом источников гидравлической энергии можно
считать преобразователи давления. Это такие устройства, которые
обеспечивают получение измененных по величине давлений на их
выходе по сравнению с давлениями на входе этих устройств.
Обычно такие устройства применяют для получения более высо-
ких, чем на входе, давлений. Однако есть примеры применения
преобразователей давления и в качестве редукторов давления.
Различают преобразователи давления прерывистого и непре-
рывного действия. Их принципиальные схемы действия приведе-
ны на рис. 2.34.
134
Рис. 2.34. Преобразователи давления:
прерывистого действия; б — непрерывного действия с разными входами; в — непрерыв-
,, ного действия с объединенным входом
' Преобразователь прерывистого действия (рис. 2.34, а) состоит
двух соединенных между собой цилиндров 7 и 2, поршни 3 и 5
угорых связаны одним штоком 4. При подаче рабочей жидкости в
шую полость цилиндра 1 под давлением рх из правой полости ци-
шдра 2 жидкость будет вытесняться при давлении р2. Из условия
вновесия сил, действующих на поршни со стороны жидкости,
53 учета сил трения легко получить зависимость выходного давле-
ця р2 от величины входного давления р{\ р2=p^/d2, т. е. величи-
I выходного давления зависит от соотношения квадратов диамет-
ре цилиндров преобразователя. Известны такого рода преобразо-
кгели, обеспечивающие повышение выходного давления от 3 до
Ю раз и подачу жидкости до 110 л/мин [5].
Прерывистым преобразователь называют потому, что после
«полнения рабочего хода вправо его поршень для проведения
!>вого рабочего входа следует отвести влево, т. е. совершить холо-
Ъй ход.
‘ Преобразователь непрерывного действия состоит из соединен-
ие между собой одним валом 3 двух гидравлических машин в
де насоса 1 и мотора 2 (рис. 2.34, б, в) с разными по величине ра-
Ними объемами и V2 соответственно. При подаче рабочей
(дкости к гидромотору 2 при давлении р} он вращает ротор насо-
^7, подающего жидкость в гидравлическую систему с давлением
1Из условия равенства вращающих моментов насоса и гидромо-
t>a, приложенных к одному валу 3, без учета потерь на трение по-
135
думается зависимость выходного давления р2 от рабочих объемов
гидравлических машин для преобразователя (рис. 2.34, б):
р2 = Р\ ^1/^2» т- е- давление на выходе преобразователя во столько
раз больше давления на входе, во сколько раз рабочий объем гид-
ромотора больше рабочего объема насоса. Для преобразователя,
подключенного к напорной гидролинии с давлением (рис. 2.34,
в), уравнение равенства вращающих моментов будет иметь вид
Р1И = (Р2-Л) ^2- Отсюда получаем искомую зависимость:
Р2 = Л (1 + ^/Из).
2.2.2. Насосные станции
Насосы в совокупности с масляным баком и различного рода
аппаратурой называются насосными гидравлическими станция-
ми. На рис. 2.35 показаны два типа насосных станций разной ком-
плектации и емкости гидравлического бака. В их состав входят
гидравлический бак 1, насосы 7 с приводными электродвигателя-
ми 4, манометр 3, фильтр 5 для очистки рабочей жидкости от за-
грязнения, аппаратура управления работой станций би 9. Аппара-
тура управления может монтироваться непосредственно на баке
(рис. 2.35, а) или на специальной стойке 10 (рис. 2.35, б). Обычно
на баке устанавливают указатели уровня жидкости (маслоуказате-
ли) 2, а также воздушный фильтр 77, называемый сапуном, для со-
единения внутренней полости бака с атмосферой. Для обеспече-
ния нормального температурного режима работы гидравлической
системы насосные станции могут быть оснащены теплообменни-
ками 8. В качестве аппаратуры управления в насосных станциях
применяются предохранительные клапаны давления, раздели-
тельные панели и гидравлические распределители для включения
манометров.
В машиностроительных гидравлических приводах применяет-
ся большая номенклатура насосных станций, например, таких,
как типа С, СВ-М и других моделей. Общим в условном обозначе-
нии гидростанции является указание объема масляного бака в дм3
(литрах). Так, гидростанция модели СВ1-10 имеет вместимость
бака 10 дм3, модели С400 — 400 дм3, модели СВ-М2А-63 — 63 дм3.
В гидравлических станциях могут быть использованы любые типы
насосов в зависимости от назначения самой станции. Она может
применяться для гидросистем, обеспечивающих работу главных
приводов металлорежущих станков, прессов, автоматических ли-
ний, промышленных роботов и манипуляторов, мобильной и
авиационной техники, а также для питания приводов вспомога-
тельных механизмов и зажимных устройств. Объем бака гидро-
136
3
4
б
Рис. 2.35. Насосные станции:
а — мод. СВ-М; б—мод. С с двумя насосами
ганции зависит от производительности применяемых в ней насо-
ов. Рекомендуется выбирать вместимость бака такой, чтобы обес-
ечивалась примерно двух-, трехминутная работа насосов стан-
ции. Например, если подача насоса для питания гидравлической
истемы составляет 13 л/мин, то объем гидробака можно выбрать в
ределах 25...40 литров (дм3).
137
Рассмотрим оборудование насосных станций, наиболее часто
встречающееся в различных моделях.
Гидравлический бак насосных станций предназначен не только
для хранения рабочей жидкости. Он изготавливается таким обра-
зом, чтобы обеспечить установку на нем непосредственно самого
насоса и приводного электродвигателя, а также аппаратуры управ-
ления и вспомогательных аппаратов, обеспечивающих надежную и
долговременную работу станции. Кроме того, масляный бак на-
сосных станций должен также обеспечить минимальную вспени-
ваемость рабочей жидкости, ее очистку, удобную заливку и слив, а
также контроль уровня рабочей жидкости. Для выполнения всех
этих требований при изготовлении баков необходимо предусмот-
реть следующее. 1. Внутреннюю полость бака 7 рекомендуется раз-
делить с помощью перегородок на три отсека (рис. 2.36). Посколь-
ку в процессе работы гидравлического привода гидравлический
бак одновременно выдает рабочую жидкость в гидросистему по
всасывающему трубопроводу и принимает по сливному, то в са-
мом баке происходит интенсивное перемешивание жидкости. При
этом со дна бака поднимается отстой и увеличиваются загрязнен-
ность рабочей жидкости и пенообразование что, в конечном счете,
ухудшает процесс всасывания. Наличие перегородок позволяет
разместить всасывающий патрубок 3 и сливной трубопровод 5 в
противоположных отсеках, благодаря чему всасывание происхо-
дит из отсека, в котором жидкость находится в спокойном состоя-
нии. Высота перегородок не должна превышать 2/3 минимального
уровня жидкости в баке. 2. Для предотвращения всасывания осев-
ших на дно бака загрязнений срез всасывающей трубы (патрубка)
должен отстоять от дна бака на расстоянии, равном нескольким ее
диаметрам. 3. Для уменьшения вспениваемое™ жидкости на ко-
нец сливного трубопровода рекомендуется устанавливать сетчатое
устройство 6для дробления струи. 4. Для удобства слива жидкости
из бака его дно выполняют с небольшим уклоном либо к центру
бака, либо к одной из его боковых стенок, где устанавливается
сливная пробка (на рис. 2.36 не показана). 5. В боковых стенках
бака изготавливаются окна для установки маслоуказателей (пози-
ция 2 на рис. 2.35). 6. В крышке 2 бака должна быть предусмотрена
возможность установки сапуна 4, который обеспечивает связь
внутренней полости бака с атмосферой и очистку попадающего
внутрь бака воздуха. Соединение внутренней полости бака с атмо-
сферой необходимо для предотвращения создания разрежения над
поверхностью рабочей жидкости при понижении ее уровня и дав-
ления подпора при повышении ее уровня во время работы гйдрав-
лической системы.
138
Рис. 2.37. Сапун (воздушный
фильтр) по ОСТ 2Г45-2-74
I
к По сути своей сапун является воздушным фильтром (рис. 2.37).
При понижении уровня жидкости в баке увеличивается объем по-
гости бака над поверхностью жидкости, вследствие чего атмо-
сферный воздух поступает под крышку 7 сапуна и через фильтрую-
щий элемент 3, закрепленный на корпусе 2 с помощью двух рези-
новых колец 4, и окна А в корпусе 2 проходит по каналу Б внутрь
|5ака. При повышении уровня жидкости в баке находящийся над
Нею воздух вытесняется тем же путем обратно в атмосферу.
I Выбирается сапун по пропускной способности, которая долж-
на соответствовать наибольшему изменению объема полости бака
над поверхностью жидкости во время работы гидравлической сис-
темы. Кроме того, сапун должен также обеспечивать очистку атмо-
сферного воздуха не хуже, чем очистка самой рабочей жидкости.
Обычно фильтрующий элемент сапуна задерживает частицы за-
грязнений размером 25 мкм и более.
I Одним из аппаратов управления насосной станции является
предохранительный клапан давления. По принципу действия разли-
вают предохранительные клапаны прямого и непрямого действия,
рассмотрим устройство и принцип работы предохранительного
клапана давления прямого действия. Назначением такого клапана
Является предохранение гидравлической системы от перегрузки,
гго по сути своей есть ограничение максимального давления рабо-
чей жидкости в той гидролинии (том трубопроводе), к которой
Юдключен этот клапан. Кроме этого, предохранительный клапан
1рямого действия может поддерживать постоянное давление в
адросистеме, а также создавать давление подпора в сливных гид-
юлиниях.
139
Рис. 2.38. Предохранительный клапан давления прямого действия:
а — конструкция; б — условное обозначение
На рис. 2.38 показана конструкция этого аппарата трубного
монтажа и его условное обозначение на принципиальных гидрав-
лических схемах. В корпусе 3 аппарата установлен плунжер (за-
твор) 2, поджимаемый сверху пружиной 5. Натяг пружины может
изменяться гайкой 6, вворачиваемой в крышку 4. В корпусе 3 вы-
полнены каналы Ли В, к которым присоединяются соответствен-
но входной и выходной трубопроводы, а также канал управления
Б. В крышке 1 изготовлена полость управления Г, соединенная со
входом А каналом Б. Этот аппарат относится к аппаратам нормаль-
но закрытого типа, что означает: проходной канал аппарата при
отсутствии соответствующего давления перекрыт, и рабочая жид-
кость не может пройти из канала А в канал В. Если же давление на
входе в аппарат, а значит, и в полости Г таково, что сила от давле-
ния р жидкости на нижний торец плунжера 2 преодолевает силу
пружины 5, то плунжер поднимается вверх и открывает проход
жидкости со входа Л на выход В. Уравнение равновесия сил, дейст-
вующих на плунжер 2при открытом положении аппарата, без уче-
та сил трения будет иметь следующий вид: p^S^ — Gnp = 0, где
— площадь торца плунжера 2, (7пр — сила пружины 5. Отсюда
получается выражение для расчета давления открытия клапана:
140
Рис. 2.39. Схемы установки предохранительного клапана прямого действия
7кл = ^пр/^кл- Известно, что сила пружины зависит от ее предвари-
тельного натяга Ао и определяется по формуле (7пр = с (hQ + h), где
h — величина смещения плунжера 2 для открытия предохрани-
тельного клапана, с — жесткость пружины. Поскольку смещение
плунжера невелико, то можно приближенно считать, что клапан
угкроется при давлении, настроенным предварительным натягом
тружины 5, осуществляемым гайкой. Таким образом, изменяя на-
гяг пружины 5, можно настроить необходимое максимальное дав-
ление на (Входе в аппарат, при котором он откроется и пропустит
кидкость на выход В.
( Для обеспечения предохранения насоса от перегрузки путем
)граничейия давления в его напорной гидролинии (напорном тру-
кшроводе) клапан давления подключается к насосу параллельно
рис. 2.39, а). Если давление в напорной гидролинии начнет расти
до причине увеличения сопротивления на пути движущейся от
гасоса рабочей жидкости, например, в виде нагрузки на гидравли-
ческом двигателе), то при достижении им величины, соответст-
вующей настройке клапана, последний откроется, и часть потока
кидкости направится в бак. Дальнейший рост нагрузки уже не вы-
зовет увеличения давления, только в бак будет направляться все
юлыиий поток жидкости вплоть до всей подачи насоса. Таким об-
>азом, при открытом положении клапана в напорной гидролинии
>удет поддерживаться постоянное давление, равное настройке
предохранительного клапана. При этом насос будет испытывать
максимальную нагрузку и использовать наибольшую мощность
VH =А<лС?н> гДе Он ~ подача насоса. Потребляемая насосом мощ-
ность А^потр будет зависеть от его полного КПД т|н и определяться
(ыражением A^n0Tp = А^/Лн-
В случае применения предохранительного клапана прямого
[ействия для создания давления подпора р в какой-либо гидроли-
Нии он должен быть своим входным каналом А подсоединен к это-
му трубопроводу, как это изображено на рис. 2.39, б. Тогда он явля-
141
Рис. 2.40. Принцип измерения давления с помощью манометрической трубки
ется сопротивлением на пути движущейся из цилиндра рабочей
жидкости. Чтобы преодолеть это сопротивление, в жидкости на-
растает давление до величины настройки клапана. При этом кла-
пан откроется и пропустит жидкость в выходной трубопровод, а в
сливной гидролинии цилиндра будет давление подпора р, опреде-
ляемое настройкой клапана.
Предохранительный клапан устанавливается на приборной
панели насосной станции и подсоединяется к насосу по схеме
(рис. 2.39, а). Настраивается клапан предварительно по величине
рассчитанного возможного максимального давления ртт в гид-
равлической системе, увеличенной для запаса на 10... 15 %, т. е.
Ркл ~ (1,1-”1,15) />тах.
Величина настройки давления предохранительным клапаном
контролируется манометром, установленным на насосной стан-
ции. Манометры являются приборами измерения давления. Они
бывают жидкостными (пьезометры) и механическими (пружин-
ные или мембранные). Именно механические приборы измерения
давления и называют манометрами. Устройство простейшего ма-
нометра представлено на принципиальной схеме (рис. 2.40). Ос-
новным элементом манометра является дугообразно изогнутая
трубка близкого к прямоугольной форме поперечного сечения с
запаянным торцом, которая, по сути своей, и есть пружина. Благо-
даря такой форме при подаче в нее рабочей среды (жидкости или
сжатого газа) под давлением возникает сила, пытающаяся разо-
гнуть трубку. Вследствие этого торец трубки поворачивается на не-
142
который угол <р, прямо пропорциональный величине давления р,
т. е. можно записать, что ф = кр, где к — коэффициент пропор-
циональности. С помощью рычажно-зубчатого механизма 2 и 3
этот поворот торца трубки 1 передается на стрелку 4, которая на
шкале 5указывает соответствующую величину давления в тех еди-
ницах измерения, в которых проградуирована шкала манометра.
Обычно на самой шкале указывается единица измерения давления
(Па, МПа, кг/см2 и др.), цена деления шкалы, пределы измерения
давления и точность измерения. Следует отметить, что в связи с
Использованием международной системы единиц измерения СИ
не рекомендуется использовать в качестве единиц измерения дав-
ления внесистемные единицы (кг/см2, мм ртутного столба и др.).
Однако в приборах, изготовленных до внедрения системы СИ,
можно встретить эти единицы измерения. В таком случае надо пе-
реводить старые единицы измерения в систему СИ.
В мембранных манометрах основным элементом является мем-
брана, которая под действием давления деформируется (прогибает-
ся). Этот прогиб также пропорционален давлению. Он фиксируется
механизмом манометра и указывается стрелкой на шкале.
Условное обозначение манометров приведено в табл. 2.1.
Во время работы насосных станций манометры могут быть
включены по двум схемам. Первая — манометр при включении
насосной станции все время указывает величину давления в на-
порной гидролинии насоса. При этом он испытывает все колеба-
ния давления, что, в конечном счете, снижает долговечность при-
бора и точность измерения. Чтобы снизить влияние колебания
давления на работу манометра, выражающееся в колебаниях его
Рис. 2.41. Устройство манометра
143
стрелки, часто сам манометр оснащается демпфером 8, установ-
ленным в подводящем патрубке (рис. 2.41), который соединяет по-
лость с измеряемым давлением р и пружинную трубку 2. Через тягу
4 ее деформация передается зубчатому сектору 3, который повора-
чивает шестерню 5со стрелкой 6относительно шкалы 7. Весь при-
бор измерения давления размещается в корпусе 7 и с лицевой сто-
роны закрывается прозрачной крышкой.
Вторая схема (более экономичная и щадящая сам прибор) —
манометр включается по мере надобности получения сведений о
величине давления или для настройки необходимого давления. В
этом случае насосная станция оснащается специальным аппара-
том включения манометра, которым является, как правило, двух-
позиционный трехлинейный гидравлический распределитель. Уст-
ройство гидравлических распределителей, их работа и примене-
ние приведены в разделе 2.4.
Если насосная станция содержит два насоса, то для их совмест-
ной или раздельной работы на насосной станции может быть раз-
мещена и разделительная панель — специальный гидравлический
аппарат, обеспечивающий автоматическое подсоединение и отсо-
единение подачи одного из насосов к подаче другого. Этот аппарат
рассмотрен в разделе 2.4.
Важным элементом насосных станций является фильтр, обес-
печивающий надежную и долговечную работу как самой насосной
станции, так и гидравлического привода. Главное назначение
фильтров — обеспечить требуемую очистку рабочей жидкости в
течение длительного срока работы гидропривода.
Степень чистоты рабочей жидкости регламентируется государ-
ственным стандартом, который устанавливает 19 классов частоты
рабочих жидкостей от 00, 0, 1... до 17 класса. Класс чистоты 00
предъявляет самые жесткие требования к фильтрации жидкости, а
класс чистоты 17 допускает грубую очистку рабочей жидкости. Ка-
ждый класс чистоты жидкости определяет количество, размеры и
характер частиц загрязнений, которые могут находиться в опреде-
ленном объеме жидкости. Так, для класса чистоты 00 в 100 см3 рабо-
чей жидкости допускается 800 частиц размером 0,5... 1 мкм, 400 час-
тиц размером 1...2 мкм, 32 частицы размером 2...5 мкм, 4 частицы
размером 10...25 мкм и 1 частица размером до 50 мкм. Для 17 класса
чистоты того же объема число частиц размером до 50 мкм вообще не
нормируется и допускается наличие более трех тысяч частиц разме-
ром до 200 мкм. Для машиностроительных гидравлических приво-
дов степень очистки рабочих жидкостей обычно определяется
12... 14 классами чистоты. Для обеспечения такой очистки приме-
няются специальные устройства, называемые фильтрами.
144
а б
Рис. 2.42. Сетчатые фильтры:
а —мод. С42-5; б—мод. по OCT 2С41-2-80
Известно большое многообразие различных фильтров. Их
классифицируют обычно по степени очистки и по применяемому
способу очистки (по типу фильтрующего элемента). По степени
очистки фильтры разделяются на фильтры грубой, нормальной,
тонкой и особо тонкой очистки. К фильтрам грубой очистки отно-
сят те, которые обеспечивают задержание частиц размером
100 мкм и более, нормальной очистки — задержание частиц раз-
мером 10—100 мкм. Фильтры тонкой очистки задерживают части-
цы загрязнений размером 5...10 мкм, а особо тонкой — 1...5 мкм.
Чтобы обеспечить выполнение таких условий очистки, применя-
ют различные фильтрующие элементы и способы. По типу фильт-
рующего элемента фильтры бывают сетчатые, щелевые (пластин-
чатые), пористые и силовые.
Большое распространение получили сетчатые фильтры (рис.
2.42, а), которые могут быть как фильтрами грубой очистки, так и
фильтрами нормальной и тонкой очистки. Фильтрующим элемен-
том таких фильтров является сетка 3, изготовляемая из металлов
или неметаллов. Благодаря современным технологиям размер
ячейки сетки может быть получен равным нескольким микромет-
рам, что обеспечивает тонкую и даже особо тонкую очистку. Сетка
3 устанавливается на трубке 4, которая соединена с выходным ка-
налом Б в крышке 5. Очищаемая жидкость поступает по входному
10-5845 145
каналу Л в полость корпуса 2, проходит сетку 3, очищается на ней и
далее идет на выход фильтра. Отстой загрязнений может быть уда-
лен из фильтра, вывернув пробку 1. На рис. 2.42, б показан сетча-
тый фильтр, который не имеет корпуса. Он предназначен для под-
соединения крышкой 4 к всасывающему трубопроводу насоса и
опускается непосредственно под уровень рабочей жидкости в
баке. Сетка 2наматывается на каркас 3. В этом случае размер ячей-
ки сетки не должен быть малым, чтобы не создавать на всасывании
больших сопротивлений. Обычно во всасывающий трубопровод
устанавливаются фильтры грубой очистки. Если же сетка с течени-
ем времени полностью загрязнится и не станет пропускать рабо-
чую жидкость, то внутри фильтра создастся разрежение. Вследст-
вие разности давлений (атмосферного и внутри фильтра) возника-
ет сила, преодолевающая силу пружины и поднимающая затвор
клапана 1. Тогда в гидравлическую систему начнет поступать не-
очищенная рабочая жидкость, что может привести к выходу из
строя или сам насос и другие устройства, установленные в напор-
ном трубопроводе, или к быстрому загрязнению фильтров, уста-
новленных после насоса. Поэтому важным является своевремен-
ная замена неработоспособного фильтра или его фильтрующего
элемента.
Удобным в обслуживании является пластинчатый филыпр
(рис. 2.43). Очищаемая жидкость поступает по входному каналу Л в
крышке 5 во внутреннюю полость корпуса 2. Там находится
фильтрующий элемент в виде набора пластин 3, между которыми
установлены прокладки 4, толщина которых определяет размер за-
зора (щели) между пластинами и, следовательно, размер задержи-
ваемых частиц загрязнений. Пройдя щели между пластинами,
очищенная жидкость проходит по внутренним каналам в пласти-
нах и попадает на выход Б фильтра. Удобство обслуживания состо-
ит в том, что поворотом рукоятки 6осуществляется проворот пла-
стин относительно друг друга и их самоочищение от грязи, которая
оседает на дно фильтра и может быть удалена из него, вывернув
пробку 1. Но такой фильтр, относящийся к группе щелевых фильт-
ров, обеспечивает лишь грубую очистку жидкости, задерживая
частицы размером 80... 160 мкм.
Лучшую очистку рабочей жидкости обеспечивают пористые
фильтры, один из которых представлен на рис. 2.44, а. Они задер-
живают частицы размером 5...40 мкм, поскольку жидкость прохо-
дит по каналам в виде пор материала фильтрующего элемента,
имеющих очень малые размеры. Поэтому они относятся к фильт-
рам нормальной и тонкой очистки. Фильтрующим элементом та-
ких фильтров могут быть фильтровальные бумага и ткани (ка-
146
Рис. 2.43. Пластинчатый фильтр мод. Г41-1
прон), а также керамика. Работа пористого фильтра происходит
аналогично работе рассмотренных выше сетчатого и пластинчато-
го фильтров. Жидкость, попав по каналу А внутрь корпуса 1, про-
сачивается через фильтровальный элемент 2 и выходит очищен-
ной в канал Б. Из-за малости размеров пор такой фильтр нельзя
ставить во всасывающий трубопровод, потому что он быстро засо-
рится и создаст на всасывании большое сопротивление. Многие
пористые фильтры оснащаются устройствами сигнализации его
загрязненности 3 (см. рис. 2.44, а). Работают такие сигнализаторы
следующим образом. По мере засоряемости фильтрующего эле-
мента нарастает сопротивление прохождению жидкости через
фильтр. Поэтому поднимается давление жидкости во входном ка-
нале А, которое воздействует на поршень 9, находящийся в корпу-
се 3 сигнализатора (рис. 2.44, б). При достижении достаточной для
преодоления пружины 7 силы поршень 9 вместе со стержнем 8 и
магнитом 6 перемещается вверх. Перемещение магнита вызовет
замыкание электроконтактного устройства 10, которое выдает
сигнал о загрязнении фильтрующего элемента и необходимости
его смены. Если же он не будет заменен новым, то дальнейший
рост давления вызовет и больший подъем поршня 9, пока канал А
ю* 147
Рис. 2.44. Пористые фильтры:
а—-фильтр мод. ФГ320; б - сигнализатор; в —пористый фильтр мод. Г43-5
не соединится напрямую с каналом Б. Тогда на выход фильтра
начнет поступать неочищенная рабочая среда. Хотя такое и недо-
пустимо для работы гидравлической системы, однако позволяет
предотвратить выход из строя самого насоса или его приводного
электродвигателя или разрыв трубопровода из-за чрезмерного
роста давления. Но в сигнализаторе предусмотрено и вторичное
указание на необходимость замены загрязненного фильтра. Вме-
сте с магнитом перемещается и указатель 5, который при макси-
мальном подъеме попадает в красную зону прозрачной втулки 4,
что дополнительно визуально сигнализирует обслуживающему
персоналу гидравлической системы о полной загрязненности
фильтра. В пористом фильтре модели Г43-5 (рис. 2.44, в) преду-
смотрена лишь визуальная сигнализация степени загрязненности.
По мере загрязнения фильтрующего элемента 1 возрастает давле-
ние у шарикового клапана 3, он начинает пропускать жидкость к
магнитному поршню 4, который, смещаясь вправо, перемещает и
красный флажок 6 под прозрачным окошком 5. При полном за-
грязнении фильтра поршень 4 и флажок 6 сместятся в крайнее
правое положение, что символизирует необходимость немедлен-
ной замены фильтрующего элемента. В то же время сместившийся
поршень 4 открывает проход неочищенной жидкости на выход
сверху обратного клапана 2. При смене фильтрующего элемента
этот обратный клапан предотвращает вытекание рабочей жидко-
сти из гидросистемы, разъединяя приемную полость фильтра и его
выходной канал. Для смены фильтрующего элемента необходимо
вывернуть корпус фильтра 7 из его крышки.
К силовым фильтрам относятся те, в которых на частицы за-
грязнений оказывают воздействие силы различного физического
происхождения, например, электростатические силы, магнитные,
инерционные, гравитационные, и не дают частицам поступать
вместе с рабочей жидкостью к устройствам гидравлической систе-
мы. К таким фильтрам относят электростатические, магнитные,
центробежные и другие устройства очистки рабочей среды.
В электростатических фильтрах (рис. 2.45, а) используется фи-
зический эффект поляризации частиц загрязнений в электроста-
тическом поле, возникающем между электродами 1. Вследствие
этого частицы осаждаются на электродах при прохождении жид-
кости между ними от входа Л на выход Б. Для достижения необхо-
димого результата очистки электроды устанавливают на расстоя-
нии 0,1 ...0,3 мм, а напряжение постоянного тока на электродах мо-
жет достигать 300...500 В и более [21].
Принцип действия магнитных фильтров основан на эффекте
намагничивания частиц металлических загрязнений, проходящих
149
a
д
Рис. 2.45. Электростатическая и магнитная фильтрация жидкости:
а — принцип действия электростатического фильтра; б— магнитный уловитель мод. С43-1;
в — магнитный сепаратор; г — схема установки магнитного сепаратора; д — магнитно-порис-
тый фильтр мод. ФМП
сквозь магнитное поле, и их оседания на постоянных магнитах.
Такие фильтры, часто называемые магнитными уловителями,
обеспечивают задержание частиц размером от 0,5 мкм и более [15].
На рис. 2.45, б показан простейший магнитный уловитель в виде
пробки 7 с вмонтированным в нее постоянным магнитом 2. На
рис. 2.45, в изображен более эффективный уловитель в виде маг-
нитного патронного сепаратора, представляющего собой набор
постоянных магнитов 7, разделенных прокладками 2 и закреплен-
ных на стержне 3. Магнитные уловители рекомендуется устанав-
150
Рис. 2.46. Принцип действия реактивной центрифуги
ливать в баках, отстойниках или в сливных трубопроводах с незна-
чительной скоростью течения рабочей жидкости (рис. 2.45, б, г).
Но эффективность очистки жидкости магнитными фильтрами
значительно возрастает, если они применяются в сочетании с по-
ристыми фильтрами. На рис. 2.45, д показан комбинированный
фильтр, состоящий из магнитного и пористого фильтров. Войдя в
корпус фильтра по каналу Л, рабочая жидкость попадает на магнит-
ные диски 3, на которых задерживаются намагничивающиеся час-
тицы загрязнений, далее она проходит пористый фильтрующий
элемент 4, на котором задерживаются другие загрязнения, и очи-
щенной выходит по каналу на выход Б. В корпусе фильтра установ-
лен прозрачный указатель 1, по которому визуально можно наблю-
дать степень загрязненности фильтра. В случае его полной загряз-
ненности предусмотрен клапан 2, который в этом случае открывает
проход неочищенной жидкости напрямую из канала Л на выход Б.
Принцип действия инерционных фильтров основан на созда-
нии центробежных сил, которые отделяют в жидкости твердые
частицы. К ним относят центрифуги, с помощью которых достига-
ется тонкость фильтрации 15...20 мкм. В зависимости от вида при-
вода ротора различают центрифуги реактивные и активные. Более
простыми по конструкции и компактными являются реактивные
центрифуги, в которых вращение ротора 3 осуществляется за счет
возникновения реактивных сил, возникающих при истечении
очищаемой жидкости из форсунок 5 (рис. 2.46). К центрифуге не-
очищенная жидкость подается по каналу Л. При вращении ротора
151
Рис. 2.47. Схемы установки фильтров
она вытекает из каналов Б в полость под колпак 4. Одна ее часть
уходит вниз под маслоотражатель 2 и далее в гидросистему по ка-
налу Д, пройдя неполную очистку. Другая часть жидкости под дей-
ствием инерционных сил поднимается вверх, проходя полную
очистку, попадает в каналы В и уходит в гидросистему по каналам
Г в корпусе 1. Благодаря многократной очистке такая реактивная
центрифуга обеспечивает тонкость фильтрации до 10 мкм.
Гравитационные фильтры основаны на использовании сил тя-
жести, под действием которых осаждаются частицы загрязнений.
К таким фильтрам относятся гидравлические баки и различного
рода отстойники. Однако эффективность гравитационных фильт-
ров зависит от веса частиц. Поэтому хорошо осаждаются крупные
частицы и мелкие (с размером больше 25 мкм) большой плотно-
сти. Недостатком гравитационных фильтров является возмож-
ность попадания осевших частиц загрязнений снова в гидравличе-
скую систему при интенсивном перемешивании рабочей жидко-
сти в гидравлическом баке. Тем важнее разделение в баке секций, в
которых находятся всасывающий и сливной трубопроводы.
Важным является также и правильная установка фильтра в са-
мой гидравлической системе. Уже отмечалось выше, что, поставив
на всасывании фильтр тонкой или нормальной очистки, можно
получить ненадежную работу гидравлического привода и вывести
из строя его элементы.
На рис. 2.47 показаны варианты установки гидравлических
фильтров в различных местах гидравлической системы. Так, в на-
152
порную гидролинию насоса (рис. 2.47, а) обычно устанавливают
фильтры нормальной очистки, а во всасывающую (рис. 2.47, в) —
фильтры грубой очистки. Часто фильтры устанавливают в слив-
ных гидролиниях (рис. 2.47, б, г), это тоже, как правило, фильтры
нормальной или грубой очистки. Фильтры тонкой очистки уста-
навливают перед гидравлическим устройством, требующим тща-
тельной фильтрации, если это устройство выполнено с высокой
точностью и имеет очень малые (в несколько микрометров) зазоры
(рис. 2.47, д). Следует также помнить, что установленный в напор-
ной гидролинии фильтр испытывает на себе действие высоких ра-
бочих давлений. Поэтому его корпус должен быть выполнен дос-
таточно прочным, что увеличивает затраты на изготовление
фильтра и его обслуживание. Установка фильтра в сливных гидро-
линиях позволяет применять фильтры с облегченным корпусом.
Однако такая установка фильтра не обеспечивает хорошей защиты
гидравлических устройств от загрязнений и создает в сливных гид-
ролиниях давление подпора, которое при несвоевременной замене
фильтрующего элемента может достичь недопустимых величин.
2.2.3. Трубопроводы гидравлических систем
Передача рабочей жидкости в гидравлической системе осуще-
ствляется по гидролиниям, называемым трубопроводами. С их по-
мощью соединяются между собой все устройства, входящие в со-
став гидравлической системы. По функциональному назначению
трубопроводы разделяются на всасывающие, напорные (нагнета-
тельные), сливные и дренажные. Всасывающими трубопроводами
являются те, которые связывают гидравлический бак и всасываю-
щую полость насоса. Напорные трубопроводы обеспечивают пе-
редачу жидкости от насоса к гидравлическим потребителям энер-
гии (гидравлическим двигателям) и работают под воздействием
рабочих давлений в гидросистеме. Сливные трубопроводы обеспе-
чивают отвод (слив) жидкости от гидравлических устройств в бак.
Дренажные трубопроводы предназначены для отвода в бак воз-
можных утечек жидкости. По типу материала, из которого изго-
товлены трубопроводы, их разделяют на жесткие и гибкие. Жест-
кий трубопровод изготовлен из металлических труб (стальных или
из медных и алюминиевых сплавов) и, как правило, не подлежит
разборке. Гибким трубопроводом являются трубы, изготовленные
Из резины, прорезиненных тканей или синтетических материалов
(например, полихлорвинила). Часто элементы таких трубопрово-
дов называют шлангами, или рукавами. С их помощью удобно со-
единять гидравлические устройства, производить разборку и сбор-
ку при техническом обслуживании, а также подводить рабочую
153
среду к перемещающимся гидравлическим устройствам. Для уве-
личения прочности шланги могут быть армированными, т. е. со-
держать металлическую сетку (оплетку) как снаружи, так и внутри
материала шланга.
Для нормальной работы гидравлического привода очень важен
правильный выбор и монтаж трубопровода. Выбор трубопровода
проводится в зависимости от величины потока жидкости, прохо-
дящего по трубопроводу, и скорости течения жидкости. Принято,
что скорость движения жидкости уж в напорном трубопроводе
должна быть в пределах 4...5 м/с, в сливных — 1... 1,5 м/с, во всасы-
вающем трубопроводе 0,5... 1 м/с. Чем меньше скорость течения
жидкости в трубе, тем меньше и потери энергии на преодоление
сопротивлений, возникающих при ее движении. Это особенно
важно для всасывающего трубопровода с целью обеспечения на-
дежной работы насоса.
Исходя из принятых скоростей течения жидкости и макси-
мальной подачи насоса QH, легко определяется площадь попереч-
ного сечения 5тр трубопровода и его диаметр из следующего вы-
ражения: Сн = = v^nd^y/A. Отсюда получаем формулу для на-
хождения внутреннего диаметра трубопровода dTp, мм: d^ =
= 4,6(Сн/уж)0’5, где подача насоса QH берется в л/мин, а скорость
течения жидкости уж — в м/с.
Полученный расчетный диаметр трубопровода округляется до
ближайшего большего диаметра выбираемой стандартной трубы.
Анализируя последнее выражение, нетрудно заметить, что диа-
метр всасывающего трубопровода будет больше, чем размеры на-
порного или сливного трубопроводов.
Если при создании гидравлической системы используется не-
стандартный трубопровод, то в таком случае необходимо произве-
сти проверочный расчет на прочность нестандартной трубы. Он
ведется по формуле, полученной из условия разрыва трубы под
действием давления жидкости р (рис. 2.48): стн = 0,5piZrpZ/(8Z>. В
Рис. 2.48. Расчет толщины
стенки трубопровода
этом выражении принято: стн — предел
прочности материала трубы, 8 — тол-
щина стенки трубы, Z — длина участка
трубы, которая из дальнейших расчетов
сокращается. Зная материал трубы и
его предел прочности, можно рассчи-
тать толщину стенки по формуле
8 = 0,5Хр/стн.
Для подсоединения трубопроводов
к гидравлическим аппаратам, насосам
154
Рис. 2.49. Типы резьбового арматурного соединения:
а — с развальцовкой трубы под наружный конус штуцера; б — с шаровым ниппелем в виде по-
лусферы под внутренний конус штуцера; в — с шаровым ниппелем в виде полной сферы
и двигателям используются специальные детали (штуцеры, нип-
пели, накидные гайки, тройники, угольники, пробки и т. п.), на-
зываемое гидравлической арматурой, которая бывает резьбового
и фланцевого исполнения. На рис. 2.49 представлены способы
монтажа трубопроводов с помощью резьбовой арматуры. В стенке
любого гидравлического устройства выполняется резьбовое отвер-
стие, в которое вворачивается штуцер 7. К нему с помощью ниппе-
ля 3 и накидной гайки 2 подсоединяется трубопровод 4. На штуце-
ре 1 может быть выполнен наружный конус (рис. 2.49, а). В этом
случае трубу развальцовывают под ниппель 3 и притягивают к ко-
нической поверхности штуцера гайкой 2, тем самым обеспечива-
ется герметизация стыка трубы и штуцера (герметизация лучше,
чем больше сила затяжки). Для штуцера с внутренним конусом
(рис. 2.49, б) ниппель 3 выполняют с шаровой головкой, а трубу 4
приваривают к ниппелю. Стык штуцера и шаровой головки нип-
пеля осуществляется затяжкой накидной гайки 2. Однако сила за-
тяжки при шаровом арматурном подсоединении меньше, чем при
стыке по наружному конусу. Кроме того, монтаж трубопровода с
помощью резьбовой арматуры с наружным конусом пригоден
лишь для тонкостенных металлических труб и для шлангов. При
частой разборке-сборке гидравлической системы может нару-
шиться герметизация стыка штуцер — труба. Способ монтажа с
помощью шаровой арматуры применяется для толстостенных тру-
бопроводов и позволяет частую разборку-сборку без потери герме-
155
тизации стыка между внутренним конусом штуцера и шаровой го-
ловкой ниппеля. Кроме того, соединения с шаровой поверхно-
стью ниппеля допускают при монтаже трубопроводов некоторый
перекос и менее чувствительны к неточностям, чем соединения по
наружному конусу [11]. Для трубопроводов 4 с внутренним диа-
метром до 16 мм обычно применяют шаровые ниппели с полусфе-
рой (рис. 2.49, б), а для больших диаметров — шаровые ниппели с
полной сферой (рис. 2.49, в). В этом случае ниппель 5поджимается
к внутреннему конусу штуцера 1 накидной гайкой 2 через уплот-
нительное кольцо 5.
Фланцевое соединение трубопроводов (рис. 2.50) проще в из-
готовлении, однако применяется для толстостенных металличе-
ских труб, поскольку фланец 1 и труба 5свариваются между собой.
В стыке соединения корпуса гидравлического устройства и флан-
ца для улучшения его герметизации устанавливают резиновое
кольцо или прокладку 2. Затяжка стыка осуществляется с помо-
щью винтов (болтов) 4.
При использовании шлангов в качестве трубопроводов гидро-
систем очень важным является заделка шланга в арматуру. Боль-
шое распространение получил способ заделки конца шланга с по-
мощью зажимной муфты 6 (рис. 2.51) для разборных и неразбор-
ных соединений, при котором выдерживается давление жидкости
до 32 МПа. На внутренней конической поверхности муфты 6 (рис.
2.51, а) для разборного соединения выполнена левая однозаходная
резьба, а в отверстии левого торца — метрическая резьба под нип-
пель 5. Его наконечник имеет коническую форму с цилиндриче-
ской резьбовой частью. Сборку соединения осуществляют таким
образом. Сначала на конце шланга срезается его верхний слой до
металлической оплетки на длине, соответствующей муфте 6.
Шланг 7 вворачивают внутрь муфты 6, затем в нее заворачивается
ниппель 5 с предварительно надетой на него накидной гайкой 4 и
стопорным разрезным кольцом 4. По мере заворачивания ниппеля
5он своей конусной частью вдавливает шланг в коническую резь-
бу муфты 6 и обеспечивает надежное уплотнение соединения.
Если давление рабочей среды невелико (до 1 МПа), то можно
обойтись без муфты 6. Тогда шланг /заворачивается на ниппель 5
и обжимается хомутиком. Собранное соединение шланга с ниппе-
лем 5, имеющим шаровую головку, притягивается накидной гай-
кой 3 к штуцеру 1. Уплотнительное кольцо 2 устанавливается то-
гда, когда в соединении используется штуцер с метрической (не
конической) резьбой для установки в гидравлическое устройство.
Неразборное соединение шлангов (рис. 2.51, б) отличается от
разборного тем, что наконечник ниппеля 5 изготавливается ци-
156
Рис. 2.51. Заделка шлангов:
а —разборное соединение; б—неразборное соединение
линдрическим ступенчатым с пятью канавками, из которых три
последних одинаковы. Муфта 6 имеет внутреннюю цилиндриче-
скую поверхность. Шланг 7с предварительно срезанным верхним
слоем вставляется внутрь муфты би вместе с нею надевается на на-
конечник ниппеля 5. Затем муфта 6 обжимается, вследствие чего
достигается надежное уплотнение и неразбираемость соединения.
Для надежной работы гидросистемы с трубопроводами в виде
шлангов является их правильный монтаж. На рис. 2.52 показаны
примеры правильного и неправильного монтажа шлангов, из ко-
157
Правильно
Неправильно
1
Рис. 2.52. Рекомендации по монтажу шлангов
торых видно, что нельзя перекручивать шланги и изгибать их с ма-
лым радиусом. Обычно рекомендуется изгибать шланги с радиу-
сом не менее 12... 15 внутренних диаметров шланга, причем боль-
шие значения радиуса следует применять для шлангов с малым
диаметром [18].
В гидравлических системах широко применяют и разъемные
соединения трубопроводов, особенно в тех случаях, когда необхо-
димо часто менять гидравлическое оборудование, например, на
испытательных стендах. Для этих целей используют самозапираю-
щиеся и быстроразъемные соединения трубопроводов. На рис.
2.53 показаны примеры таких соединений. Разъемный клапан
(рис. 2.53, а) обеспечивает запирание обоих трубопроводов и пре-
дотвращает вытекание из них рабочей жидкости [11]. Разборка со-
единения осуществляется путем отворачивания накидной гайки 6.
При этом соединение разделяется на две части А и Б. В части А под
действием пружины 2 конусообразный затвор 3 прижимается к ко-
ническому седлу штуцера 1 и перекрывает вытекание жидкости из
левого трубопровода, подсоединяемого к штуцеру 1 (на рис. 2.53
трубопроводы не показаны). В части Б под действием пружины 7
'выдвигается втулка 5 и поджимается к конической поверхности
'"затвора 4 к тем самым перекрывает вытекание жидкости из право-
го трубопровода, подсоединяемого к штуцеру 8. При сборке этого
^соединения путем наворачивания гайки 6 на штуцер 1 последний
отжимает втулку 5 от затвора 4, а затвор 4 отжимает затвор 3 от ко-
мического седла штуцера 1. Тем самым открывается проход жид-
кости из одного трубопровода в другой.
В разъемном клапане (рис. 2.53, б) затворами являются шарики
;2и 5, поджимаемыми соответственно пружинами 7и 6. В собран-
ном состоянии (левая часть) шарики упираются один в другой и
отжимаются от седел штуцеров 1 и 4, а рабочая жидкость проходит
через клапан из одного трубопровода в другой. При сворачивании
накидной гайки 3 со штуцера 4 шарики прижимаются к седлам
своих штуцеров и перекрывают проход жидкости (правая часть).
Быстроразъемное соединение, разработанное в Ковровском
СКБ ПА (рис. 2.53, в), работает аналогичным образом. При смеще-
нии втулки 4 вправо, отжав пружину 5, освобождается цанга 6 и
расчленяется соединение на две части. При этом пружины 2 и 9
прижимают конические затворы 3 и 8 к внутренним конусным
седлам штуцеров 1 и 7и перекрывают вытекание жидкости из тру-
бопроводов. Разъединение и соединение происходят быстро, по-
скольку не надо длительно отворачивать гайку 6, как это сделано в
159
в
Рис. 2.53. Самозапирающиеся соединения трубопроводов:
а — разъемный клапан с коническим затвором; б — разъемный клапан с шариковым затвором;
в — быстроразъемное соединение с цанговым фиксатором
разъемном клапане, а достаточно рукой сдвинуть обжимную втулку
4>Такое соединение надежно работает при давлениях до 25 МПа.
При выборе типа трубопроводов необходимо учитывать фак-
тические условия работы гидравлической системы и наличие (на-
ряду со статическими) динамических нагрузок, которые могут вы-
звать усталостные разрушения элементов трубопроводов. Причи-
ной таких разрушений могут быть вибрации трубопроводов, вы-
званные колебаниями давления. Вследствие этого шланги обычно
выбирают с пятикратным запасом прочности, а для ответственных
Приводов — даже с восьмикратным [11].
Поскольку при возможном разрушении трубопроводов могут
возникнуть опасные последствия, при проектировании и монтаже
гидравлических трубопроводов необходимо соблюдать ряд важ-
ных требований:
t — при проектировании и сборке гидравлической системы не-
обходимо трубопроводы прокладывать с минимальным числом
(изгибов, благодаря чему будут снижаться потери энергии на пре-
одоление местных сопротивлений;
I — нельзя допускать изгибы трубопроводов с малыми радиуса-
|Йи и чрезмерные искажения круглого поперечного сечения трубы
как на изгибах, так и на прямолинейных участках трубопровода,
гак как они приводят к увеличению внутренних напряжений мате-
рала трубы и в условиях пульсирующего давления к преждевре-
менным усталостным разрушениям трубопровода;
|. — при сборке гидравлического трубопровода не допускать воз-
никновения так называемых «монтажных» напряжений при чрез-
мерных зажимных усилиях и неправильного выбора расстояния
Между местами крепления трубы. Последнее может привести к ре-
зонансным вибрациям самой трубы и ее преждевременному разру-
шению;
L — трубопроводы должны быть проложены таким образом, что-
5ы дать возможность легкого к ним доступа и осмотра;
L — соединения трубопроводов должны обеспечивать требуе-
мую герметичность в рабочем диапазоне давлений и температур
|аже при повторном монтаже после разборки для замены гидрав-
лических устройств или ремонта;
| — при изготовлении гибких трубопроводов должна быть обес-
печена надежная заделка шлангов в арматуру;
— при монтаже шлангов обеспечивать их установку без скру-
вивания и с допустимыми радиусами изгибов, предохранение от
Внешних повреждений, а также возможность изготовления допол-
нительных опор крепления вибрирующих гибких трубопроводов;
161
— не прокладывать трубопроводы, по которым будет течь по-
жароопасная рабочая жидкость, вблизи электропроводов, особен-
но выше их.
При проектировании трубопроводов их прочность необходимо
назначать с учетом различного рода эксплуатационных нагрузок,
вызываемых как статическими, так и динамическими процессами,
происходящими в гидравлической системе при ее работе. В неко-
торых случаях вредное влияние пульсации давления можно умень-
шить применением демпфирующих устройств. На усталостную
прочность материала трубопроводов влияют различного рода рис-
ки на его поверхности и шероховатости, которые приводят к уве-
личению местных напряжений.
2.2.4. Подготовка сжатого воздуха
Рабочей средой пневматических приводов является сжатый
воздух. Воздух отличается высокой сжимаемостью, что вносит в
работу пневматических приводов свои особенности — это необхо-
димость подготовки сжатого воздуха. Обычно в машинострои-
тельных пневматических приводах давление рабочей среды (сжа-
того воздуха) не превышает 1 МПа. Сжатие воздуха до значительно
больших давлений требует немалых энергетических затрат и сни-
жает коэффициент полезного действия пневматических систем.
Для получения сжатого воздуха применяют специальные ма-
шины, называемыми компрессорами (от латинского слова компрес-
сия — сжатие). Различают компрессоры поршневые, пластинча-
тые, мембранные, винтовые, турбинные. По принципу действия
они аналогичны соответствующим насосам.
Наиболее широко применяют поршневые и пластинчатые
компрессоры. Поршневые компрессоры могут быть одноступен-
чатого и многоступенчатого действия, когда воздух проходит не-
сколько ступень сжатия. С помощью таких компрессоров можно
получать сжатый воздух давлением более 10 МПа.
Принцип действия поршневого компрессора соответствует ра-
боте поршневого насоса кулачкового эксцентрикового типа (рис.
2.54, а). При движении поршня 7 вправо в левой полости цилиндра
создается разрежение. При этом клапан 2 закрыт, а клапан 3 от-
крывается и пропускает воздух из всасывающего патрубка А в ци-
линдр. При обратном движении поршня 7 начинается сжатие воз-
духа. Клапан 3 закрывается, а клапан 2 открывается и пропускает
воздух в пневмосистему по каналу Б.
Часто компрессоры поршневого типа могут быть двойного
действия, когда для получения сжатого воздуха используются обе
полости цилиндра (рис. 2.54, б). При движении поршня 7 вправо в
162
БУ
г
Рис. 2.54. Компрессоры:
а — поршневой компрессор одинарного
действия; б — поршневой компрессор
двойного действия; в — поршневой двух-
ступенчатый компрессор; г — пластинча-
тый компрессор
|;ой полости цилиндра происходит такт всасывания воздуха че-
клапан 2, а в правой — сжатия с выпуском воздуха через клапан
нетания 4. При движении поршня влево в левой полости осу-
гтвляется сжатие воздуха и выпуск его через клапан нагнетания
в правой полости — всасывание воздуха через клапан 5. Таким
>азом, при работе компрессора по этой схеме за один рабочий
; происходят два такта нагнетания и всасывания.
Для получения больших давлений сжатого воздуха (более
1Па) могут использоваться компрессоры многоступенчатого
[ствия. На рис. 2.54, в представлен поршневой компрессор двух-
пенчатого действия. В левом цилиндре происходит предвари-
ьное сжатие воздуха, который вытесняется на вход правого ци-
адра. При ходе поршня 1 вниз сжатый на первой ступени воздух
>ходит в полость цилиндра через всасывающий клапан 3, при
>атном движении осуществляется дополнительное (вторичное)
ггие воздуха и его выпуск в пневмосистему через нагнетатель-
й. клапан 2.
I Поршневые компрессоры обычно обеспечивают подачу сжа-
?ого воздуха до 20 000 м3/ч [17]. Для больших подач сжатого возду-
ха применяют другие типы компрессоров, в том числе и пластин-
гатые (рис. 2.54, г). Принцип его действия аналогичен работе пла-
163
В атмосферу
Рис. 2.55. Схема узла подготовки сжатого воздуха
стинчатого насоса. При вращении ротора 7 по часовой стрелке
всасываемый по каналу А воздух заполняет увеличивающийся
объем между пластинами 2, ротором 7, статором 3 и торцовыми
крышками и переносится на выход Б, пройдя такт сжатия при
уменьшении указанного объема в правой половине статора 3.
При работе компрессоров происходит значительный нагрев
сжатого воздуха (до 100 °C) и возникают колебания давления, осо-
бенно при работе поршневого компрессора, широко используемо-
го в машиностроительных пневмоприводах. В таком виде сжатый
воздух подавать к исполнительным органам пневмосистем нельзя.
Поэтому перед подачей сжатого воздуха к пользователю необходи-
мо его подготовить, что означает погасить колебания давления,
понизить температуру, осушить его, профильтровать. Для этой
цели применяются узлы (блоки) подготовки сжатого воздуха,
включающие в себя ряд устройств, обеспечивающих выполнение
указанных требований. На рис. 2.55 показана одна из возможных
схем узла подготовки воздуха. Воздух поступает в компрессор 3 из
воздухозаборника 7 через фильтр 2. (Воздухозаборник рекоменду-
ется устанавливать в местах, где нет источников загрязнения воз-
духа.) Пройдя процесс сжатия в компрессоре, воздух поступает в
теплообменник (холодильник) 4, где охлаждается до температуры
окружающей среды. Из холодильника воздух идет во влагоотдели-
тель 5, в котором осуществляется сушка воздуха (удаление воды,
выделившейся при охлаждении сжатого воздуха), а далее в возду-
хосборник 6, называемый ресивером. Он служит для создания запа-
са сжатого воздуха и сглаживания пульсаций давления, создавае-
мых при работе компрессора. К ресиверу 6 подключается предо-
164
Холодильник
Рис. 2.56. Схема теплообменника
хранительный клапан 7, ограничивающий величину давления
^сжатого воздуха в ресивере, электроконтактный манометр 8, авто-
матически отключающий работу компрессора при достижении не-
обходимого давления и включающий компрессор, если давление
^упадет ниже допустимого уровня. При включении распределителя
‘ 11 сжатый воздух начинает поступать из ресивера 6к потребителю.
I Поскольку сжатый воздух имеет очень низкую смазывающую
способность, то в ответственных приводах с целью предотвраще-
ния возможного заклинивания подвижных элементов пневмати-
ческих устройств на пути сжатого воздуха из ресивера устанавли-
вают масдораспылитель 9. В неответственных пневмоприводах он
^обычно не устанавливается, но обязательно устанавливается ре-
дукционный клапан 12, который обеспечивает подачу к потреби-
телю сжатого воздуха при постоянном давлении, пониженном по
^равнению с давлением в ресивере. Манометр 70 служит для кон-
троля настройки необходимого давления в пневмосети. При нахо-
!ении сжатого воздуха в ресивере происходит осаждение на его
э влаги и загрязнений, которые можно удалить в емкость 14, от-
ыв вентиль 13.
Рассмотрим некоторые устройства, входящие в узел подготов-
воздуха.
Схема теплообменника показана на рис. 2.56. Разогретый
1жный сжатый воздух из компрессора поступает внутрь тепло-
ленника 1, где охлаждается до требуемой температуры. При
>м из него выделяется влага, собирающаяся на дне холодильни-
которая периодически удаляется из него через вентиль (или
эбку) 2. Теплообменник обеспечивает удаление только 70—80 %
1ги. Поэтому дополнительно используют влагоотделители, по-
зволяющие еще больше осушить воздух. На рис. 2.57, а показан
Ьлагоотделитель объемного типа, принцип действия которого ос-
нован на расширении объема воздуха. Войдя по каналу А в крышке
И, сжатый воздух попадает внутрь корпуса 2, где он расширяется и
выделяет влагу, которая осаждается на стенах корпуса и стекает в
ролпак 5, откуда может быть удалена через вентиль 6. Уровень
165
Рис. 2.57. Влагоотделители:
а — объемного типа; б — инерционного типа; в — условное обозначение
воды в колпаке контролируется визуально через линзу 4. Пройдя
фильтрующий элемент 3, на котором задерживаются частицы за-
грязнений, воздух выходит в канал Б.
Во влагоотделителе инерционного типа (рис. 2.57, б) вошед-
ший по каналу А в крышке 1 поток сжатого воздуха закручивается
крыльчаткой 6. Под действием инерционных сил частицы влаги и
возможных загрязнений осаждаются на стенах прозрачного кор-
пуса 2 и стекают вниз к вентилю 4, через который периодически
удаляются наружу. Отражатель 5 предотвращает захват влаги со
дна аппарата проходящим через фильтр 3 в канал Б воздухом.
Осушенный в холодильнике и влагоотделителе воздух поступа-
ет в ресивер (рис. 2.58), в котором он накапливается перед уходом к
потребителю. Большой объем (более 25...40 рабочих объемов ком-
прессора [17] ресивера обеспечивает демпфирование пульсаций
давления при работе компрессора, питание сразу нескольких по-
требителей сжатого воздуха, а также способствует очистке и сушке
166
Рис. 2.58. Ресивер
воздуха, благодаря сбору отстоя влаги (конденсата) и осаждаю-
щихся с течением времени частиц загрязнений.
Ресивер представляет собой резервуар обычно вертикального
типа. Рекомендуется входную трубу устанавливать в нижней его
части, а выходную — в верхней, что обеспечивает дополнитель-
ную очистку воздуха. На пути входящего воздуха ставят перегород-
ки 4, которые обеспечивают разбиение струи воздуха и резкое из-
менение направления его движения, что тоже способствует очист-
ке воздуха от частиц загрязнений, масла и влаги. Отвод конденсата
из днища ресивера осуществляется через вентиль 5. Для предохра-
нения ресивера от чрезмерного давления на нем устанавливается
предохранительный клапан 7, а к штуцеру 3 подсоединяется элек-
троконтактный манометр, управляющий включением и выключе-
нием двигателей компрессора. Штуцер 2 предназначен для под-
ключения регулирующей аппаратуры.
г Предохранительный клапан (рис. 2.59), предназначенный для
ограничения наибольшего давления, работает следующим образом.
Подаваемый в канал А сжатый воздух давит на затвор 7 и создает
Силу, противодействующую силе пружины 2. Когда давление вы-
растет до такой величины, что создаваемая им сила преодолеет силу
Пружины, затвор поднимется вверх и откроет выход сжатого воздуха
по каналу Б, произведя выхлоп воздуха в атмосферу. Настройка ог-
167
Рис. 2.59. Пневматический предо-
хранительный клапан давления:
а — устройство; б — условное обозначение
Рис. 2.60. Пневматический редукцион
ный клапан давления
раничиваемого давления осуществляется путем изменения предва-
рительного натяга пружины 2 регулировочным винтом 3.
Редукционный пневматический клапан давления (рис. 2.60)
предназначен для понижения давления сжатого воздуха и поддер-
жания его постоянным на выходе аппарата. В корпусе /установле-
ны входной 10 и выходной 5 штуцеры, по которым подается сжа-
тый воздух при давлении р0 и отводится при пониженном давле-
нии р. При отсутствии сжатого воздуха сила пружины 11 преодоле-
вает силу пружины 6и смещает затвор 4вниз, создавая зазор между
торцом втулки 9 и конической поверхностью затвора 4. При пода-
че сжатого воздуха в канал А он проходит фильтрующий элемент 8,
указанную щель и попадает в полость под поршнем 3, воздействуя
на него и уменьшая размер щели. Из этой полости воздух идет на
выход Б. При давлении р создается равенство сил, действующих на
поршень 3 сверху со стороны пружины 77 и снизу со стороны пру-
жины 6 и давления сжатого воздуха р. Поэтому рБЮ1 + Gnp6 -
— (7пр11 = 0, где — площадь поршня 3, (7пр6, (7пр11 — сила соот-
168
, Рис. 2.61. Маслораспылители:
а -+• фитильного типа; б — эжекторного типа; в — условное обозначение
f ветственНо пружины 6 и 11. Отсюда получаем, что р = G^/S^ —
( — G^/Sja, т. е. давление р на выходе аппарата зависит от настрой-
^ки пружины 11 регулировочным винтом 1, установленным в
. крышке 2, но не зависит от нагрузки на выходе аппарата. Любое
5 изменение условий работы вызовет нарушение равновесия сил на
? поршне 3, что приведет к изменению зазора (щели) и восстановле-
• нию равенства. Так, если по каким-либо причинам начнет расти
: нагрузка на выходе аппарата, то увеличивающееся в связи с этим
давлениер вызовет смещение поршня 3 вверх, уменьшение щели и
увеличение дросселирование воздуха, что в свою очередь понизит
давление р и восстановит прежнее равенство сил. Таким образом,
понижение выходного давления р по сравнению с входным р§ про-
исходит за счет преодоления сопротивления щели, а поддержание
’его постоянным — путем управления его сопротивлением в соот-
ветствии с тенденцией изменения выходного давления: рост дав-
ления р ведет к увеличению сопротивления (размер щели умень-
шается), падение давления р — к уменьшению сопротивления
(размер щели увеличивается).
Для улучшения смазывающей способности сжатого воздуха и
связанного с этим повышения надежности и долговечности пнев-
матического оборудования в поток сжатого воздуха маслораспы-
169
лителем добавляют небольшое количество минерального масла
(рис. 2.61). Маслораспылитель фитильного типа (рис. 2.61, а)
представляет собой стакан 2 с минеральным маслом, закрытый
крышкой 1, в которой выполнены входной А и выходной Б каналы.
Фитиль 3 одним концом находится в масле, а другим — в канале с
потоком воздуха. За счет капиллярных сил масло поднимается
вверх и уносится потоком воздуха в пневмосистему. Несколько
сложнее, но более эффективнее устроен маслораспылитель эжек-
торного типа (рис. 2.61, б). Войдя в канал А одна часть потока идет
по каналу К внутрь стакана 2, создавая над уровнем масла избыточ-
ное давление, что способствует вытеснению жидкости в трубку 3.
Другая часть потока проходит сопло С и идет на выход Б. При про-
хождении сопла увеличивается скорость движения воздуха, что
создает в полости под колпачком 5разрежение. В результате этого
из трубки 4, соединенной с трубкой 3, поступает масло, которое,
попадая в сопло, распыляется и уносится потоком воздуха в пнев-
мосистему. Таким образом масло попадает в зазоры пневматиче-
ских устройств, смазывая их и уменьшая силы трения подвижных
элементов.
Для надежной и управляемой работы пневматических приво-
дов необходимы не только узлы подготовки сжатого воздуха, но и
другие устройства, обеспечивающие регулируемость и управляе-
мость пневмосистем.
Контрольные вопросы
1. Что входит в состав энергообеспечивающей подсистемы?
2. Что такое насосная станция?
3. На чем основан принцип действия объемных насосов?
4. Сможет ли насос объемного действия обеспечить подачу рабочей жид-
кости при отсутствии атмосферного давления и почему?
5. Каковы основные достоинства шестеренного насоса?
6. Что означает выражение «насос многократного действия»?
7. Что такое рабочий объем гидронасоса?
8. Как можно отличить по внешнему виду всасывающий и напорный
трубопроводы?
9. Каково назначение сапуна?
10. Отчего зависит величина давления в напорной гидролинии насоса?
11. Можно ли устанавливать фильтр тонкой очистки во всасывающий
трубопровод?
12. Что такое компрессор?
13. Что такое ресивер?
14. Почему необходимо заниматься подготовкой сжатого воздуха?
15. Для чего в пневмосеть устанавливают маслораспылители?
170
2.3. Исполнительная подсистема
2.3.1. Классификация исполнительных двигателей
К исполнительной подсистеме относят те элементы гидравли-
ческого или пневматического приводов, которые выполняют за-
данные приводу функции и потребляют в своей работе энергию
сжатой рабочей среды (жидкости или воздуха). По сути своей это
есть гидравлические или пневматические двигатели. Они в свою
очередь подразделяются на двигатели, обеспечивающие получе-
ние вращательных, поступательных и качательных (возврат-
но-вращательных) движений.
К двигателям вращательных движений относятся гидравличе-
ские и пневматические моторы. Они в свою очередь делятся на ро-
торно-зубчатые, роторно-пластинчатые и роторно-поршневые
гидро- или пневмомоторы.
Поступательные движения исполнительных органов гидравли-
ческих или пневматических приводов осуществляют соответствен-
но гидравлические или пневматические цилиндры, которые могут
быть одностороннего или двустороннего действия, с односторон-
ним или двусторонним штоком, а также специального назначения.
Качательные (или возвратно-вращательные) движения, т. е.
повороты исполнительных органов в обе стороны на ограничен-
ный угол обеспечивают неполноповоротными гидро- или пнев-
момоторами и специальными цилиндрами (механизмами), преоб-
разующими поступательное перемещение в поворот выходного
вала такого устройства.
2.3.2. Типы, конструкции и принцип действия
гидравлических исполнительных двигателей
Гидравлические двигатели вращательных движений называ-
ются гидромоторами. Они бывают роторно-зубчатого, ротор-
но-пластинчатого и роторно-поршневого типов. Конструктивно
они аналогичны соответствующим типам насосов и в большинстве
случаев взаимно обратимы, т. е. насос может работать в режиме
Мотора, а мотор — в режиме насоса.
На рис. 2.62 показан шестеренный гидравлический мотор, в
ротором валы шестерен 3 и 4 расположены в плавающих опорах
скольжения 7, 2, 5 и 6. Подвод рабочей жидкости в напорную по-
йость мотора осуществляется по каналам в крышке 7. Принцип
Действия шестеренного гидромотора можно показать на схеме
Шестеренного насоса (рис. 2.4), заменив всасывающий трубопро-
вод 4 напорным. По нему рабочая жидкость подводится в полость
171
Рис. 2.62. Шестеренный гидромотор
А, там она воздействует на боковые поверхности зубьев шестерен,
находящихся в этой полости, и создает крутящий момент, приво-
дящий во вращение обе шестерни. При этом под действием давле-
ния р возникают значительные радиальные силы, прижимающие
валы к их опорам и приводящие к их повышенному износу (см.
рис. 2.8), а также затрудняется запуск гидромотора, находящегося
под нагрузкой. Поэтому для снижения этих отрицательных явле-
ний рекомендуется применять гидростатические опоры или уп-
лотнения в виде эластомеров 8(см. рис. 2.62), которые создают эф-
фект пружины и снижают износ опор и крутящий момент при пус-
ке двигателя.
Величина крутящего момента Мвр, развиваемого любым гидро-
мотором, зависит от разности давлений на нем и рабочего объема
гидромашины Vo и определяется по формуле Мвр = P0(pj -
— />2)/2л = 0,159 I<b(/>i — Р2), где рх и р2 — давления соответственно
на входе и выходе гидромотора.
Наиболее широко из шестеренных гидравлических двигателей
применяются героторные гидромоторы. На рис. 2.63 показан геро-
торный гидромотор, обеспечивающий получение высоких крутя-
щих моментов при небольших своих габаритных размерах. Рабо-
чая жидкость с расходом Q подается в гидромотор по каналу П в
корпусе 2. Проходя специальные проточки распределительной
втулки 7, она попадает в рабочие полости мотора Р. В них создает-
ся крутящий момент, приводящий во вращение зубчатый ротор 4,
который начинает совершать планетарное движение, обкатываясь
по роликам бобоймы 5. Вращение ротора 4с помощью карданного
вала 3 передается валу 1 гидромотора. Вместе с ним вращается и
распределительная втулка 7, соединенная с валом 1 штифтом 8,
благодаря чему осуществляется подвод жидкости в рабочие полос-
172
Рис. 2.63. Героторный гидромотор фирмы Herion
ти мотора, соответствующие положению ротора 4. Героторные
гидромоторы отличаются высокой энергоемкостью, возможно-
стью работы при давлениях до 25 МПа. Рабочий объем таких ма-
шин достигает 500 см3, а развиваемый вращающий момент — до
1000 Н • м.
Среди роторно-пластинчатых гидромоторов наибольшее при-
менение находят радиально-пластинчатые и ролико-пластинча-
тые моторы. Радиально-пластинчатый гидромотор (рис. 2.64)
представляет собой гидравлическую машину двукратного дейст-
вия. Внутренняя поверхность статора 7 в поперечном сечении
Имеет форму овала, вследствие чего мотор имеет две напорные по-
лости, соединенные с подводящим рабочую жидкость каналом П,
и две сливные полости, соединенные с выходным каналом С.
Жидкость проходит в напорные полости статора через серповид-
173
Рис. 2.64. Радиально-пластинчатый гидромотор мод. Г16
Рис. 2.65. Ролико-пластинчатый гидромотор
ные канавки в распределительном диске 8, воздействует на пла-
стины 6, установленные в пазах ротора 3, и создает вращающий
момент на роторе. Ротор начинает вращаться вместе с валом 1, ус-
тановленном на подшипниках в корпусе 2. Слив жидкости проис-
ходит через серповидные канавки в распределительном диске 5 в
канал С. Наличие в моторе двух противоположно расположенных
напорных полостей разгружает вал 1 от радиальных сил давлений
рабочей среды, что снижает износ и повышает долговечность гид-
ромотора.
174
Рис. 2.66. Нерегулируемый аксиально-поршневой гидромотор мод. Г15
Ролико-пластинчатый гидромотор (рис. 2.65) может развивать
значительно большие крутящие моменты, чем радиально-пла-
стинчатые. В его роторе 5жестко установлены шесть пластин, вос-
принимающих воздействие рабочей жидкости, подаваемой по ка-
налам П, выполненным в корпусе 6. По каналам С осуществляется
слив жидкости из гидромотора. Разъединение напорной и сливной
полостей обеспечивают четыре ролика 4, синхронно вращающих-
ся с ротором 5 от отвала 1 и зубчатой передачи 3, установленной в
крышке 2 и связывающей вращение ротора и роликов.
Широкое применение получили аксиально-поршневые гидро-
моторы как нерегулируемые, так и регулируемые. Работа плунже-
ров на сжатие обеспечивает получение значительных по величине
вращающих моментов, достигающих 6000 Н • м, и частот вращения
до 8000 мин-1.
На рис. 2.66 показан аксиально-поршневой гидромотор мод.
Г15. При подаче жидкости в гидромотор по каналу А или Б в
крышке бона попадает через серповидные канавки В в напорную
полость П, действует на поршень 7и через него на плунжер 9. По-
следний, выдвигаясь, воздействует на наклонную планшайбу 2 в
виде упорного подшипника, вследствие чего создается тангенци-
альная сила, вращающая плунжерный блок 8и через поводок 4ро-
тор 5 с валом 1. Пружина 3 поджимает ротор 5 к торцу крышки 6,
что особенно важно для создания надежной герметизации стыка
во время пуска мотора. Регулируемые гидромоторы дают возмож-
ность изменять частоту вращения выходного вала за счет измене-
ния рабочего объема самой гидромашины. Возможны различные
варианты конструктивных решений изменения рабочего объема.
Так, на рис. 2.67, а показан регулируемый гидромотор, у которого
предусмотрена возможность поворота планшайбы 4 на некоторый
175
Рис. 2.67. Регулируемые аксиально-поршневые гидромоторы:
а — с поворотной планшайбой; б — с поворотным плунжерным блоком
угол а. При подаче жидкости по каналу А к плунжерам 2 послед-
ние давят на наклонную планшайбу “/через подпятники 3, вследст-
вие чего возникает окружная сила, действующая через плунжеры 2
на блок 1, опирающийся на подшипник 5, и приводящая его во
вращение вместе с валом 7. Слив жидкости из цилиндрового блока
осуществляется по каналу Б. Если угол а будет равен нулю, т. е. то-
рец планшайбы 4 будет перпендикулярен оси вращения плунжер-
ного блока 1, то плунжеры 2не смогут совершать возвратно-посту-
пательные движения, рабочий объем мотора и частота вращения
будут равны нулю.
Пружина 6 обеспечивает поджим плунжерного блока 1 к рас-
пределительному диску <?при запуске мотора. Так как планшайба
176
может поворачиваться на угол от — атах до + атах, гидромотор
обеспечивает вращение выходного вала в обе стороны. На такой
же угол может поворачиваться и люлька 4(рис. 2.67, б), с плунжер-
ным блоком 2 и пружиной 6, с поршнями 5, штоками 7и распреде-
лительным диском 3, к которому жидкость подводится через цап-
фы люльки в крышке 1 (на рис. 2.67, бне показаны). Под действи-
ем возникающей от работы поршней тангенциальной силы враща-
ется выходной вал 8, установленный на подшипниках в корпусе 9.
Такое многообразие рассмотренных конструкций гидравличе-
ских моторов показывает, что при выборе какого-либо типа для
конкретного привода следует учитывать многие факторы. Глав-
ным из них являются величина крутящего момента на выходном
валу и частота его вращения. Зная эти значения (а они задаются за-
казчиком при проектировании гидравлической системы или рас-
считываются, исходя из условий работы привода), можно по ката-
логу выбрать несколько гидромоторов различного принципа дей-
ствия, но имеющих одинаковые параметры по вращающему мо-
менту и частоте вращения. Далее следует анализировать другие
факторы, такие как коэффициент полезного действия гидрома-
шины, шумовая характеристика, весовая характеристика, способ
монтажа (фланцевый или на лапах), требования к регулированию
частоты рращения вала, давление, при котором могут работать вы-
бранные двигатели, величина рабочего объема и габариты гидро-
мотора, пределы изменения частот и ряд других.
Проанализировав соответствие выбранных гидромоторов ус-
ловиям работы по всем параметрам, останавливают свой выбор на
конкретной модели гидромотора, наиболее полно отвечающего
всем требованиям. При этом записываются рабочий объем гидро-
мотора, его коэффициент подачи и полный коэффициент полез-
ного действия, пределы частоты вращения, момент инерции вра-
щающихся масс.
Выбрав определенный тип гидромотора, можно определить и
необходимое для работы гидромотора давление жидкости рм и его
расход QM, используя известные формулы для вращающего момен-
та гидромашин и расхода гидромотора QM:
Рм = 2лМвр/К0 и QM = лмК0,
где Мвр — вращающий момент на валу гидромотора, Ко — рабо-
чий о&ьем гидромотора, пм — частота вращения выходного вала
мотора.
Полученные значения рм и QM используются для дальнейших
расчетов по выбору насосной станции.
12-5845
177
12 И 10
9 8
7
Рис. 2.68. Гидроцилиндр:
а — устройство; б — конструктивная схема
Для осуществления возвратно-поступательных перемещений в
гидравлических приводах используют гидравлические двигатели,
называемые гидроцилиндрами.
Устройство гидравлического цилиндра показано на рис. 2.68,
а. Его основными элементами являются гильза 2, поршень 3, шток
4 и крышки 7 и 5. Подвод и отвод рабочей жидкости осуществляет-
ся по каналам А и Б, к которым подсоединяются трубопроводы.
Если подать жидкость по каналу Л, то она, воздействуя на пор-
шень 3, сместит его со штоком вправо. Для возврата поршня влево
жидкость подается в канал Б, а канал А в это время соединяется со
сливным трубопроводом. Так осуществляется возвратно-поступа-
тельное движение поршня на наибольшую длину, определяемую
расстоянием от правого торца поршня 3 до торца крышки 5. Длина
хода гидроцилиндра может достигать нескольких метров.
178
Рис. 2.69. Гидроцилиндр с двусторонним
штоком:
1, 7 — крышки, 2 — поршень, 3 — кольцо, 4 — втулка,
5 — гильза, б — шток, 8 — кронштейн, 9 -крышка уп-
лотнения, 10— манжета
Для герметизации внутренних по-
лостей гидроцилиндров устанавливают-
ся уплотнения 7и 10. Для предотвраще-
ния попадания внутрь цилиндра грязи
при его работе в крышке 5 устанавлива-
ется уплотнение — грязесъемник 6.
Крепится цилиндр на кронштейнах 9 и
11 с помощью установочных полуколец
8 и гайки 12.
Подводящие жидкость каналы могут
выполняться в различных вариантах. В
рассмотренном цилиндре один канал
сделан в крышке 1, а другой в гильзе 2.
В соответствии с функциональным
назначением гидравлические цилиндры
могут быть двустороннего и односто-
роннего действия. Это означает, что в
первом случае гидроцилиндр может
преодолевать внешнюю нагрузку при
движении в обе стороны. Цилиндры од-
ностороннего действия преодолевают
внешнюю нагрузку лишь при движении
в какую-либо одну сторону. Конструк-
тивно гидравлические цилиндры могут
быть изготовлены как с одним штоком
(рис. 2.68, б), так и с двумя штоками
(рис. 2.69). В таком случае цилиндры на-
зывают гидравлическими цилиндрами с
односторонним или двусторонним што-
ком. Основными характеристиками
гидравлических цилиндров являются
тянущая и толкающая сила F, развивае-
мая гидродвигателем, его ход L и разме-
ры (диаметры цилиндра D и штока d).
Тянущая сила цилиндра — это сила,
развиваемая им при втягивании штока в
СВ
12*
179
цилиндр. Толкающая сила — это сила, создаваемая гидроцилин-
дром при выдвижении его штока.
Для цилиндров двустороннего действия с односторонним што-
ком (см. рис. 2.68, б) эти силы при одном и том же давлении полу-
чаются разными, поскольку разными являются эффективные пло-
щади его рабочих полостей:
FTsm = pn(D2 -d2)/4; FTOnK = pnD2/4.
Скорости движения штока цилиндра также зависят от эффек-
тивных площадей полостей цилиндра и от величины потока жид-
кости Q, поступающей в цилиндр. Для цилиндров с двусторонним
штоком скорости выдвижения и втягивания будут одинаковы:
v = 4Q/[n(D2 -d2)].
Для цилиндров двустороннего действия с односторонним што-
ком (см. рис. 2.68, б) эти скорости будут разными:
выдвижения = 4Q/nlP;
втягивания v2 = 4Q / [л(D2 - d2)].
Такие цилиндры часто называют дифференциальными, по-
скольку имеют разные эффективные площади рабочих полостей и
дают возможность дифференциального подключения к источнику
энергии. Такое подключение — это одновременное соединение
обеих полостей цилиндра с напорным трубопроводом (см. рис.
2.68, б). Тогда в обеих полостях цилиндра устанавливается одина-
ковое давление р, но из-за разных рабочих площадей поршень ис-
пытывает на себе действие разных сил от этого давления. Поэтому
шток будет выдвигаться из цилиндра со скоростью = 4Q/nd2,
преодолевая силу F= pnd2/4. Эта скорость больше, чем скорость
выдвижения при подаче жидкости только в бесштоковую полость.
Это свойство дифференциального цилиндра часто использует-
ся для реализации цикла работы «быстрый подвод» (выдвижение
при дифференциальном включении) — «рабочий ход» (выдвиже-
ние в ту же сторону при обычной подаче жидкости в бесштоковую
полость) — «быстрый отвод» (втягивание штока при подаче жид-
кости в штоковую полость).
Если подобрать диаметры поршня D и штока d такими, что
d « 0,707D, то скорости быстрого подвода и быстрого отвода будут
равны и в два раза больше скорости рабочего хода (при таком соот-
ношении диаметров эффективная площадь бесштоковой плоско-
сти гидроцилиндра в два раза больше площади штоковой полости).
Отличительной особенностью гидроцилиндра двустороннего
действия с односторонним штоком (рис. 2.70) является предотвра-
щение жесткого удара поршня 3 о крышку 5 и 9 цилиндра в конце
180
Рис. 2.70. Гидроцилиндр мод. ГЦ04:
1 —гильза, 2 — шток, 3 — поршень, 4 — гайка, 5 — крышка с проушиной, 6 — плунжер,
7— манжета, 8— втулка, 9 — крышка, 10,11,12— уплотнения, 13 — штуцер, 14—заглушка
его хода с помощью установленных на штоке 2 демпферной втулки
8и плунжера 6с пружиной в крышке 5. При движении влево в кон-
це хода демпферная втулка 8 входит в расточку крышки 9 и вытес-
няет из нее жидкость через цилиндрический зазор, чем гасится
скорость поршня и обеспечивается плавная остановка. При дви-
жении вправо в конце хода торец штока с гайкой 4упирается в вы-
двинутый плунжер 6 и, сжимая пружину, плавно тормозится.
В цилиндре двустороннего действия с односторонним штоком
4, проушиной 7и поршнем 2 (рис. 2.71) для удобства его монтажа
подвод жидкости осуществляется к одной крышке 6, в которой вы-
полнены подводящие каналы А и Б. Подача жидкости в левую по-
лость гильзы 3 осуществляется через трубку 5. Весь цилиндр соб-
ран с помощью шпилек 8, стягивающих обе крышки 7 и 6.
Рис. 2.71. Гидроцилиндр с односторонним штоком на проушинах
181
Рис. 2.72. Гидроцилиндр подачи стола станка
На рис. 2.72 показан гидравлический цилиндр, который можно
демонтировать со станка, не прибегая к разборке узлов станка.
Гильза <?цилиндра крепится в неподвижном узле станка 7 на крон-
штейнах с помощью болтов 2, полуколец 3 и фланца 4. Шток 9 ци-
линдра с поршнем 6 и уплотнениями 5 соединяется с кронштей-
ном подвижного узла станка Юс помощью гаек. Шток ^выполнен
полым. Внутри него проложена трубка 72, соединяющая правую
полость цилиндра с клапаном 77 в гайке крепления штока. Анало-
гичный клапан /устанавливается и в гильзе цилиндра 8. Посколь-
ку при работе гидроцилиндра с переменным давлением в нем мо-
жет скапливаться нерастворенный воздух, равно как и после дли-
тельного перерыва в работе, то встроенные клапаны 7и 77 предна-
значаются для выпуска нерастворенных газов при соответственно
горизонтальном и вертикальном монтаже гидроцилиндра. Это
обеспечивает быструю подготовку цилиндра к работе. Вместе с
тем, при монтаже цилиндра на неподвижном узле станка тепловые
деформации гильзы 8 не передаются подвижному узлу (столу)
станка [7].
На рис. 2.73 показан гидроцилиндр, подвод жидкости в кото-
рый можно осуществлять через полый шток 2 [7]. Это очень удоб-
но, если по условиям работы подвижным является корпус цилинд-
ра, а шток неподвижен. По подсоединенным к каналам Аи Б тру-
бопроводам жидкость по каналу 3 внутри трубки попадает в левую
полость цилиндра, а по каналу 4 внутри полого штока 2 в правую
полость цилиндра. Однако, если нужен обычный режим работы,
когда цилиндр неподвижен, а перемещается шток, то трубопрово-
ды можно подсоединить к каналам, закрытым пробками 7 и 5. Та-
кое конструктивное решение исключает необходимость примене-
ния гибких трубопроводов (шлангов или рукавов).
182
Рис. 2.73. Гидроцилиндр подачи стола с
подводом рабочей жидкости через шток
Характерным для гидроцилиндров
зажима (рис. 2.74) является малый ход
поршня 4 цилиндра и достаточно
большая эффективная площадь по-
лостей цилиндра, обеспечивающих
достижение требуемых усилий зажи-
ма. Обычно ход поршня цилиндров за-
жима составляет от 5 до 250 мм.
Особую группу составляют гидрав-
лические цилиндры одностороннего
действия с односторонним штоком,
которые обычно называют плунжер-
ными цилиндрами. В таких цилиндрах
нет поршня. Его роль выполняет сам
шток 1 (рис. 2.75, а), называемый
плунжером (отсюда и название ци-
линдра), который имеет наружный
диаметр d меньше внутреннего диа-
метра гильзы цилиндра 2. Поэтому об-
работка гильзы может быть проведена
по более простой и дешевой техноло-
гии, а форма поперечного сечения
гильзы может быть любой. Особен-
ность плунжерных гидроцилиндров в
том, что они преодолевают внешнюю
нагрузку лишь в одном направлении, а
для возврата штока (в данном слу-
чае — плунжера) в исходное положе-
ние необходимы дополнительные ме-
ханизмы. На рис. 2.75, а и 2.75, б воз-
врат плунжера 1 осуществляют пружи-
ны растяжения 3 и сжатия 4. На рис.
2.75, в показан возврат с помощью
собственного веса и веса перемещае-
мых узлов, соединенных с плунжером
7 при вертикальной установке цилин-
дра. На рис. 2.75, г показан сдвоенный
плунжерный цилиндр, в котором пе-
ремещается гильза 2, а жидкость пода-
А
183
Рис. 2.74. Гидроцилиндр зажима:
1,5— крышки левая и правая; 2 — шток; 3 — гильза; 4 — поршень с уплотнениями; 6 — гайка
крепления поршня
Рис. 2.75. Схемы плунжерных гидроцилиндров
ется по каналам внутри неподвижных плунжеров 7. Такой плун-
жерный цилиндр может совершать возвратно-поступательные пе-
ремещения и преодолевать нагрузку при движении в обе стороны.
При значительной длине хода плунжерного цилиндра в нем
предусматривается установка направляющей втулки 5 (рис.
184
Рис. 2.76. Гидроцилиндр одностороннего действия с односторонним штоком
2.75, в), способствующей надежной (без заклинивания) работе та-
кого двигателя.
На рис. 2.76 показан плунжерный гидроцилиндр односторон-
него действия с односторонним штоком для вертикального монта-
жа. Подвод и отвод жидкости осуществляется по каналу Л в крыш-
ке цилиндра 1, в гильзе 2установлена направляющая втулка 4, уп-
лотнительный блок 5и крышка 6. Имеется также пробка 3 для вы-
пуска накопившегося воздуха. Ограничитель 7 препятствует
самовыдвижению плунжера 8 при транспортировке цилиндра.
После установки цилиндра в технологическом оборудовании ог-
раничитель хода 7 должен быть вывернут из крышки 6.
Для решения специфических задач часто в гидросистемах при-
меняют специальные гидроцилиндры (рис. 2.77). Например, если
необходимо получить движение исполнительного органа с не-
сколькими различными скоростями, применяют суммирующие
цилиндры (рис. 2.77, а). Для получения увеличенного хода приме-
185
Рис. 2.77. Схемы специальных цилиндров
няют телескопические цилиндры (рис. 2.77, б). Мембранные ци-
линдры (рис. 2.77, в) дают возможность получить большие усилия
при небольшом ходе, а сильфоны (рис. 2.77, г) обеспечивают высо-
кую чувствительность к изменениям давления и малые перемеще-
ния.
Суммирующий гидроцилиндр (рис. 2.77, а) имеет три вхо-
да-выхода А, Би В. Поэтому, если подать рабочую жидкость с ве-
личиной расхода Q по каналу А в штоке 3, а каналы Би В соединить
с баком, то поршень 2 будет перемещаться со скоростью
г, =4С/(л<).
При подаче жидкости по каналу Би Вв гильзу 1, получим ско-
рость v2 = 4Q/[n(D2 -d2 -d2)].
При подаче жидкости лишь в канал Б, получим скорость
v3=4Q/[n(D2-d2)].
Если напорную гидролинию насоса соединить с каналами А и
Б, то получим скорость v4 =4Q/(nD2).
При подаче жидкости в канал В можно осуществить реверс
поршня 2 со скоростью t>5 =4C/[n(Z)2 -d2)] •
Различные скорости получаются алгебраическим сложением
эффективных площадей цилиндра, потому он называется сумми-
рующим.
Телескопический цилиндр (рис. 2.77, б) представляет собой
ряд цилиндров 1, 2 и 3, вставленных один в другой, с одним што-
ком 4. Обычно нагрузка прикладывается к штоку. Поэтому при по-
186
даче жидкости в гидроцилиндр выдвигаются все цилиндры сразу.
Когда цилиндр 2 закончит свой ход, начнет выдвигаться цилиндр
5, а затем уже поршень со штоком 4. Поэтому общий ход цилиндра
составит сумму перемещений цилиндров 2, 3 и штока 4.
Достоинство мембранных гидроцилиндров (рис. 2.77, в) за-
ключается в большой эффективной площади мембраны 2, благо-
даря чему поршень 7 может преодолевать большие усилия F. Одна-
ко ход таких цилиндров мал. Поэтому большое применение мем-
бранные цилиндры нашли в зажимных и тормозных устройствах,
когда нужны большие силы, а перемещение незначительно.
Сильфонные цилиндры (рис. 2.77, г) представляют собой гоф-
рированную трубку (металлическую или резинотканевую), закры-
тую с обеих сторон. Наружный диаметр DH сильфонов достигает
200 мм, а рабочее давление — 15 МПа (для малых диаметров). Тя-
нуще-толкающая сила сильфонов F зависит от его среднего диа-
метра Dcp = (DH + 7)вн)/2 и определяется выражением 7*"= рл7^р/4.
Для сильфонов характерен ряд ограничений. Так, не допуска-
ется его растягивать более чем на 10 % и сжимать более чем на 15 %
от нормальной длины сильфона. Во избежание скопления в гоф-
рах газцв предъявляются более жесткие требования по содержа-
нию нерастворенного воздуха в рабочей среде. Поэтому сильфоны
находят более широкое применение в пневматических приводах в
качестве чувствительных элементов контрольно-измерительной
аппаратуры.
Для предотвращения жестких ударов поршня о крышки ци-
линдра в конце хода предусматриваются различного рода тормоз-
ные устройства (рис. 2.78). Они могут быть встроены в цилиндр
(рис. 2.78, а, б, г), а также расположены в трубопроводе (рис. 2.78,
в). Так, в гидроцилиндре 7 (рис. 2.78, а) торможение поршня осу-
ществляется за счет дросселирования вытесняемой из полости в
крышке 3 жидкости через кольцевой зазор S между ступицей
поршня 2 и расточкой в крышке. Торможение начинается с мо-
мента входа ступицы 2 в расточку крышки. До этого момента жид-
кость свободно вытесняется через отверстие в цилиндре 7.
В тормозном устройстве (рис. 2.78, б) в момент входа ступицы 2
в расточку крышки 3 жидкость из правой полости цилиндра 7 вы-
тесняется через игольчатый дроссель 4, вследствие чего и осущест-
вляется торможение поршня. От степени открытия дросселя 4 за-
висит интенсивность торможения: чем больше его сопротивление
и чем меньше проходное сечение, тем больше замедление поршня.
Для реверса поршня жидкость подается в полость цилиндра через
обратный клапан 5 и центральное отверстие в крышке.
187
Рис. 2.78. Способы торможения гидроцилиндров
Торможение по схеме рис. 2.78, в осуществляется за счет дрос-
селя 4, встраиваемого в трубопровод, с момента перекрытия порш-
нем 2 отверстия А в цилиндре 1. В этом случае вся вытесняемая из
правой полости цилиндра жидкость направляется к дросселю 4.
Обратный клапан 5 обеспечивает подвод жидкости в правую по-
лость цилиндра, минуя дроссель 4 при реверсе поршня.
Ступенчатое торможение (рис. 2.78, г) в цилиндре 1 осуществля-
ется по мере перекрытия поршнем 2при своем движении вправо от-
верстий А, Б, В и Г. Тем самым скачкообразно нарастает сопротив-
ление на пути вытесняемой из правой полости рабочей жидкости, и
кинетическая энергия движущегося поршня тратится на преодоле-
ние сопротивления, что и приводит к снижению скорости поршня.
Общим недостатком всех этих тормозных устройств является
способность к торможению лишь в конце максимально возможно-
го хода поршня. Если же в работе привода используется лишь часть
хода цилиндра и необходимо осуществлять торможение, то необ-
ходимо тогда использовать другой способ — торможение путем
дроссселирования жидкости через тормозные устройства, под-
ключаемые в приводе системой управления в необходимые мо-
менты работы гидравлической системы.
Для осуществления возвратно-вращательныхдвижений (пово-
ротов в обе стороны на ограниченный угол) применяются непол-
ноповоротные гидравлические моторы (рис. 2.79) и гидравличе-
ские цилиндры, объединенные с различного рода механическими
передачами (рис. 2.80). Условное обозначение поворотных гидро-
двигателей приведено в табл. 2.1.
188
3
4
2
б
а
Рис. 2.79. Схемы поворотных гидродвигателей:
а — однопластинчатого; б — двухпластинчатого
Неполноповоротные гидромоторы (рис. 2.79, а) состоят из ста-
тора 7 диаметром D, ротора 2диаметром d, в котором располагает-
ся пластина 3 (их может быть две (рис. 2.79, б) или три). Подвод и
отвод рабочей жидкости Q осуществляется по каналам А и Б в раз-
делителе 4. Воздействуя на пластину, рабочая жидкость создает
вращающий момент М, величина которого зависит от радиуса
приложения окружной силы г = (D + d)/4 и самой окружной силы
F=pS = pl(D — d)/2, где 5 — площадь пластины, на которую воз-
действует жидкость, I — рабочая длина пластины вдоль оси враще-
ния. Тогда М=pzl^ — d1)/^, где р — разность давлений в напор-
ной и сливной полостях гидромотора, z — число пластин. Частота
вращения ротора со определяется по формуле
co = 8Q/[(Z>2 -t/2)Zz] -
Фактические значения вращающего момента и частоты враще-
ния будут несколько меньшими из-за потерь давления на преодо-
ления сил трения и утечек рабочей среды. Утечки могут быть зна-
чительными из-за сложностей уплотнения радиального зазора ме-
жду пластиной и статором и торцового зазора между пластиной и
торцовой крышкой мотора.
Угол поворота <р неполноповоротного гидромотора зависит от
числа пластин. Так, для однопластинчатого гидромотора он со-
ставляет не более 270°, для двухпластинчатого — до 150°, для трех-
пластинчатого — до 70°.
Если необходимо обеспечить угол поворота более 2л, можно
применить неполноповоротный гидромотор с дополнительной
передачей, например, в виде зубчатого редуктора. Но этот путь не
189
a
Рис. 2.80. Гидроцилиндры для качательных движений
всегда осуществим, поскольку ведет к увеличению габаритов и
массы двигателя и снижает энергоемкость привода.
Часто для получения качательных движений на угол, превы-
шающий 2л, используются гидроцилиндры со встроенными меха-
ническими преобразователями поступательного движения поршня
во вращательное (качательное) движение исполнительного звена.
На рис. 2.80, а показан гидроцилиндр с реечно-зубчатой пере-
дачей. Поршни цилиндра связаны с зубчатой рейкой 1, которая
находится в зацеплении с шестерней 2, вращающей вал 3. Таким
образом, возвратно-поступательное движение поршня преобразу-
ется в возвратно-вращательное движение вала 3. При этом угол по-
190
ворота вала зависит от длины хода поршня (рейки Г) и диаметра
шестерни 2. Вращающий момент также будет зависеть от диаметра
шестерни 2 и от диаметра d поршня, на который воздействует ра-
бочая жидкость при давлении р, т. е. М = pnd 2mz/8, где т — модуль
реечной передачи, z — число зубьев шестерни. Зная длину хода
поршня I и параметры реечной передачи, определяется угол пово-
рота в радианах <р=2 л/ / (wz). Частота вращения со = 80 / (nd2 mz).
Отличие гидроцилиндра (рис. 2.80, б) от предыдущих заключа-
ется в том, что рейка выполнена на самом цилиндре 7, а поршень 4
с полыми штоками 2 и 3 неподвижен.
В гидроцилиндре (рис. 2.80, в) применена несамотормозящая
винтовая передача. Поршень 7 и винт 2связаны между собой. По-
этому при перемещении поршня с винтом относительно жестко
закрепленной гайки 3 вращается винт и жестко связанный с ним
шлицевой вал 4, передающий вращение выходному валу 5. В таком
двигателе вращающий момент будет зависеть от рабочей площади
поршня, диаметра и угла подъема резьбы винта, а угол поворо-
та — от длины хода поршня 7 и шага винта 2.
2.3.3. Типы, конструкции и принцип действия
пневматических исполнительных двигателей
В пневмоприводах для осуществления вращательных, посту-
пательных и качательных движений применяют двигатели, анало-
гичные двигателям для гидроприводов.
Так, для получения вращательных движений в пневмоприво-
дах применяются различного рода пневмомоторы: шестеренные
(рис. 2.81), пластинчатые (рис. 2.82) и поршневые (рис. 2.83).
Рис. 2.81. Шестеренный пневмомотор
191
3
Рис. 2.82. Пластинчатый пневмомотор
Принцип действия шестеренного пневмомотора (рис. 2.81)
аналогичен гидравлическому шестеренному мотору. Однако отли-
чительной особенностью такого пневмомотора является примене-
ние устройства торможения противодавлением [16].
При подаче сжатого воздуха по каналу А он воздействует на бо-
ковые поверхности зубьев шестерен, которые начинают вращать-
ся, преодолевая нагрузочный момент на одном из валов шестерен.
Во впадинах зубьев сжатый воздух попадает в полость В, а оттуда
проходит через открытый клапан 3 на выход Б. При необходимо-
сти торможения пневмомотора рычагом 1 закрывается клапан 3 и
свободный выход сжатого воздуха. Он накапливается в полости В,
9 8
Рис. 2.83. Аксиально-поршневой пневмомотор
192
создавая растущее противодавление на зубья шестерен и тормозя
пневмомотор. При этом растет сила сжатого воздуха на клапан 2.
Когда эта сила превысит силу, действующую на клапан 2со сторо-
ны давления управления ру, клапан 2 поднимется вверх и откроет
выход воздуха из полости В. Очень часто давление управления ру
берется равным давлению питания пневмомотора.
Принцип действия пластинчатых пневмомоторов аналогичен
работе пластинчатых гидравлических машин.
На рис. 2.82 показана конструктивная схема пластинчатого
пневмомотора [8, 16]. При подаче сжатого воздуха по каналу Л он
проходит через распределитель 3 в полость Б корпуса 1 и воздейст-
вует на пластины 5. Ротор 4, установленный эксцентрично по от-
ношению к статору 2 начинает вращаться, а отработанный сжатый
воздух выходит из статора 2 через нижнее отверстие в полость Г и
далее в атмосферу. Реверс пневмомотора осуществляется поворо-
том затвора распределителя 3 на 90°, тогда сжатый воздух будет по-
ступать в полость В, вследствие чего ротор начнет вращаться в дру-
гую сторону. Такие пневмомоторы могут обеспечивать частоту
вращения до 30 000 мин-1, а вес их значительно меньше электро-
моторов,; что дает возможность использовать их в качестве привода
различного рода ручных пневматических инструментов (гайко-
верты, пневматические шлифовальные и полировальные маши-
ны, пневматические дрели) и небольших настольных обрабаты-
вающих устройств.
Аксиально-поршневой пневмомотор с зубчатым редуктором
представлен на рис. 2.83 [16]. Сжатый воздух подводится по кана-
лам А и Б в зависимости от направления вращения и проходит к
поршням 3 цилиндрового блока 2. При воздействии сжатого воз-
духа на поршни 3 его сила передается через штоки 4 на наклонную
планшайбу 5. Вследствие этого возникает окружная сила и вра-
щающий момент, приводящий во вращение через карданный
шарнир Ршлицевой вал 8. Далее вращение передается на шестерни
6 и связанный с ними фланец выходного вала 7.
На рис. 2.84 показан турбинный пневмомотор. Подаваемый
через сопла А в корпус 1 сжатый воздух приводит во вращение тур-
бинное колесо 3, находящееся в обойме 4, и связанный с ним вал 2.
Такие пневмомоторы компактны и могут вращаться с частотой в
несколько тысяч оборотов в минуту, поэтому широко применяют-
ся в пневмоинструменте.
С помощью мембранного пневмомртора (рис. 2.85) можно по-
лучить шаговое (импульсное) вращение исполнительного органа.
При подаче сжатого воздуха во входной канал А мембрана ‘/проги-
бается вправо и перемещает толкатель 6, который проворачивает
13-5845 193
Рис. 2.84. Турбинный пневмомотор
зубчатое колесо 7 исполнительного механизма на определенный
угол. Вместе с мембраной 4перемещается связанный с ней шток 3.
Шток 3 соединен также с плунжером 2, который в конце хода мем-
браны перекрывает канал А и открывает выходной канал Б, выпус-
кающий воздух в атмосферу. Вследствие связи полости слева от
мембраны с атмосферой давление сжатого воздуха падает до нуля,
под действием пружины 5шток 3, толкатель би плунжер 2 возвра-
щаются назад, снова открывая канал А и закрывая канал Б. Под
мембрану 4опять начнет поступать сжатый воздух, и цикл поворо-
та повторится.
Рис. 2.85. Мембранный пневмомотор
194
Рис. 2.86. Пневмоцилиндр двустороннего действия
с двусторонним штоком
Большое разнообразие представляют собой и пневматические
двигатели, обеспечивающие получение возвратно-поступатель-
ных движений. Они называются пневматическими цилиндрами
(пневмоцилиндрами).
На рис. 2.86 показан пневмоцилиндр двустороннего действия с
двусторонним штоком и устройством торможения в виде изготов-
ленного в крышках 3 и 8 демпфера 4, представляющего собой от-
верстие малого диаметра (до 1,5 мм).
При подаче сжатого воздуха, например, в канал Б он воздейст-
вует на поршень 7и перемещает его влево. При этом воздух из ле-
вой полости цилиндра 5вытесняется в расточку Би далее на выход
в канал А. Как только ступица 6 поршня войдет в расточку В, воз-
дух начнет вытесняться из левой полости уже через демпфер 4, ко-
торый создает сопротивление выходу воздуха и тем самым тормо-
зит поршень.
В крышках цилиндра установлены уплотнительные блоки 2,
предотвращающие утечки воздуха из цилиндра и попадание за-
грязнений, находящихся на штоке 1, внутрь цилиндра при втяги-
вании штоков. С помощью стяжных шпилек 9 собирается весь
пневмоцилиндр.
Более прост пневмоцилиндр двустороннего действия с одно-
сторонним штоком (рис. 2.87), в котором нет тормозных уст-
ройств. При подаче сжатого воздуха в канал Б в крышке 1 поршень
2 со штоком 4 перемещаются влево, вытесняя воздух свободно в
канал Л, выполненный в крышке 6. Для реверса поршня воздух по-
дают в канал А, тогда шток втягивается. Для предотвращения пере-
косов штоков при его работе установлена направляющая втулка 5.
Сборка цилиндра производится с помощью шпилек 7, в корпусе 1.
Мембранный пневмоцилиндр (рис. 2.88) имеет малый ход
штока 1, но, благодаря большой эффективной площади мембраны
3, развивает значительные усилия. Подача сжатого воздуха осуще-
13* 195
Рис. 2.87. Пневмоцилиндр двустороннего действия
с односторонним штоком
ствляется по каналам Л и Б в корпусе 2 и крышке 4, поэтому мем-
бранный пневмоцилиндр может преодолевать нагрузку в обоих
направлениях движения штока 1. Часто применяются мембран-
ные пневмоцилиндры (иногда их называют мембранными пнев-
мокамерами) одностороннего действия, в которых движение в
одну сторону осуществляется с помощью рабочей среды, а возврат
штока — с помощью пружины сжатия, размещенной в одной из
полостей пневмоцилиндра.
Сильфонные пневмоцилиндры (рис. 2.89) тоже могут быть как
двустороннего действия, так и одностороннего.
При подаче сжатого воздуха по каналу Л в корпусе 1 (рис. 2.89,
а) он воздействует на торец сильфона 2снаружи. Происходит вы-
движение штока 3. При подаче воздуха в канал Б он действует на
торец сильфона 2 внутри и происходит втягивание штока 3.
Сильфонный цилиндр одностороннего действия (рис. 2.89, б)
должен оснащаться устройством возврата, например, в виде пру-
жины сжатия или растяжения (на рис. 2.89, б не показаны).
Для зажима вращающихся деталей широко используют вра-
щающиеся пневмоцилиндры (рис. 2.90).
Сжатый воздух подводится к вращающемуся цилиндру 1 по не-
подвижному коллектору 6, каналам Л или Б и распределительному
устройству 3, жестко соединенному с цилиндром. Внутри распре-
делительного устройства 3 находится пневмозамок, состоящий из
поршня 5 и обратных шариковых клапанов 4 и 7 с пружинами.
Если подать рабочую среду, например, в канал Л, то она открывает
обратный клапан 7 и смещает поршень 5, который своим штоком
открывает обратный клапан 4. Сжатый воздух проходит через кла-
пан 7и поступает в правую полость цилиндра 1. Происходит пере-
мещение поршня 2 влево и вытеснение воздуха из левой полости
196
Рис. 2.88. Мембранный пневмоци-
линдр
Рис. 2.89. Сильфонные пневмоци-
линдры:
а — двустороннего действия; б — односто-
роннего действия
через открытый клапан 4 в канал Б. В случае внезапного отключе-
ния подачи сжатого воздуха обратные клапаны запирают выход
воздуха из обеих полостей и предотвращают несанкционирован-
ное падение давления в цилиндре и возможную аварийную ситуа-
цию в работе пневмопривода.
Для получения возвратно-вращательных движений (поворо-
тов в обе стороны на ограниченный угол) применяют пневмодви-
гатели, аналогичные по принципу действия гидравлическим двига-
телям, обеспечивающим качательные движения. Обычно это не-
Р и с. 2.90. Вращающийся пневмоцилиндр
197
Рис. 2.91. Неполноповоротный двухпластинчатый пневмомотор
полноповоротные пневмомоторы и пневмоцилиндры с механизма-
ми преобразования поступательных движений во вращательные.
Неполноповоротный пневмомотор 1 (рис. 2.91) содержит две
пластины, установленные в роторе 2, и обеспечивает поворот на
угол, меньший 150°. Сжатый воздух подается в полости пневмомо-
тора по каналам А и Б через разделители 3 и наклонные каналы В в
роторе 2.
Качательные движения обеспечивают и пневмоцилиндры, ко-
торые содержат преобразователи поступательных движений во
вращательные.
Цепной цилиндр (рис. 2.92) содержит в себе два поршня 5 и 3
разного диаметра, цепную передачу со звездочками 1 и 4и цепью 2.
Рис. 2.92. Пневмоцилиндр с цепной передачей
198
2
Рис. 2.93. Рычажный пневмоцилиндр
При подаче сжатого воздуха по каналам А или Б в полости ци-
линдра создаются две разные по величине силы, действующие на
поршни 5и 3, и вращающий момент на звездочках 1 или 4, вследст-
вие чего они обеспечивают поворот на угол, зависящий от длины
хода поршня 5 и диаметра звездочек. Наличие малого поршня
обеспечивает создание натяга цепной передачи.
На рис. 2.93 показан пневмоцилиндр с рычажным механиз-
мом. Поступающий в полость А или Б сжатый воздух перемещает
поршень 7 в ту или другую сторону и поворачивает связанный с
нйм рычаг 3. Последний поворачивает выходной вал 2 на угол, за-
висящий от величины хода поршня и длины рычага.
Винтовой пневмоцилиндр (рис. 2.94) содержит поршень 2, яв-
ляющийся одновременно гайкой, и шток в виде винта 7. При пода-
че рабочей среды в полость цилиндра, например, по каналу Л пор-
шень 2 смещается вправо по винту 7, приводя его во вращение.
Угол поворота винта будет зависеть от шага винта и длины хода
Рис. 2.94. Винтовой пневмоцилиндр
199
поршня. В пневмоцилиндре предусмотрена система торможения
за счет размещения в крышке 4дросселя (в виде винта 3), с помо-
щью которого можно изменять площадь проходного сечения дрос-
селя и настраивать интенсивность гашения скорости. Для предот-
вращения самопроизвольного проворота поршня (гайки) 2 при
прохождении по винту 1 установлен стержень 5.
2.3.4. Расчет пневмоцилиндров
Во время работы пневмодвигателей с большими внешними на-
грузками может наблюдаться некоторое запаздывание с началом
отработки команды на движение. Это связано с тем, что воздух яв-
ляется сжимаемой средой. Поэтому необходимо некоторое время
на создание импульса силы для преодоления нагрузки сил трения
и инерционных сил. Все это характеризуется временем срабатыва-
ния пневматического двигателя, которое может влиять на работу
всего пневматического привода.
Заканчивая рассмотрение типов пневматических двигателей,
следует отметить, что их выбор следует проводить с учетом усло-
вий работы [17]. Так, если пневматический двигатель работает в
условиях, когда его время срабатывания не влияет на цикл работы
оборудования (например, пневмодвигатель используется для за-
жима), то тогда выбор пневмодвигателя наиболее прост и заключа-
ется в определении его конструктивных параметров.
Если пневмодвигатель используется в качестве привода узлов
автоматизированного технологического оборудования, работаю-
щего по определенной циклограмме, то в этом случае при назначе-
нии типа пневмодвигателя следует учитывать время его срабаты-
вания.
Поскольку пневматические приводы работают на постоянном
подводимом давлении р сжатого воздуха в пределах 0,4...1,0 МПа,
то выбор пневмоцилиндров проводят на основе расчета их диамет-
ров, а пневматических моторов — на основе расчета их рабочих
объемов.
Диаметр зажимных пневмоцилиндров определяется, исходя из
усилия зажима F, приведенного к штоку пневмоцилиндра, по за-
висимости F= pS, где 5 — эффективная площадь цилиндра. Для
пневмоцилиндра с двусторонним штоком
S = n(D2 -d2)/4,
где Dh d — соответственно диаметры цилиндра и штока. Задав-
шись диаметром штока (или определив его размер, исходя из усло-
вий прочности под действием силы зажима), определяют диаметр
штока.
200
Если пневмоцилиндр с односторонним штоком, то необходи-
мо знать, в какую полость (штоковую или бесштоковую) будет по-
даваться рабочая среда для зажима. Как правило, это бесштоковая
полость, поскольку в этом случае необходимая сила зажима будет
достигаться при меньшем диаметре цилиндра. Тогда
D = y/4F / яр.
Часто для зажимных целей применяют пневмоцилиндры одно-
стороннего действия с односторонним штоком и пружинным раз-
жимом'
В этом случае необходимо при расчете диаметра цилиндра учи-
тывать силу пружины G = с(10 + 0, где с — жесткость пружины, /0 —
предварительный натяг, I — ход поршня при зажиме. Тогда
D = yj4(F+G)/пр.
Рассчитав диаметр цилиндра D, из каталогов выбирают пнев-
моцилиндр с ближайшим большим диаметром (это дает запас по
силе зажима) и ходом поршня, удовлетворяющим условиям за-
жима.
Если для зажима используется пневмомотор, то его выбор ве-
дут по рабочему объему V. Расчетное значение V определяют по
формуле V= 2пМ/р, где М— величина вращающего момента,
приведенная к валу пневмомотора.
Расчет конструктивных параметров пневмодвигателей, рабо-
тающих в цикле автоматизированного технологического оборудо-
вания, проводится с учетом времени их срабатывания и сил тре-
ния. Учет времени срабатывания обычно осуществляется путем
введения параметра загрузки х [9], показывающего отношение
действительной нагрузки Fk величине теоретической силы FT, раз-
виваемой пневмодвигателем, т. е. х = F/FT = F/(pS). Так, для пнев-
моцилиндров приводов движения рекомендуется принимать
х = 0,4...0,5. При больших значенияххрезко возрастает время сра-
батывания, а при меньших — использование пневмоцилиндра не-
эффективно [9].
Учет сил трения осуществляется путем введения коэффициен-
та к, учитывающего потери энергии на преодоление сил трения.
При малых нагрузках (до 600 Н) к - 0,5...0,2, при нагрузках от 600
до 6000 Н к = 0,2...0,12, при F = 6000...2500 Н к= 0,15...0.08 [9]. То-
гда диаметр горизонтально работающего пневмоцилиндра опреде-
ляется из выражения
201
D = j4F/[iw(l-k)].
Если цилиндр работает в вертикальном положении, то следует
учитывать силу веса перемещаемых масс (поршень, шток и соеди-
ненные с ним массы узлов оборудования).
Получив расчетный размер цилиндра, по его значению и длине
хода подбирают из каталогов удовлетворяющий условиям работы
пневмоцилиндр.
В случае работы пневмоцилиндра в динамическом режиме
(частые и быстрые реверсы) при расчете необходимо учитывать
динамические нагрузки (силы инерции). Они легко определяют-
ся, зная массы перемещаемых пневмоцилиндром узлов и законы
движения (разгон, торможение, равномерное движение), благода-
ря которым находят возникающие при работе привода ускорения.
Работа пневматических двигателей связана с изменением объ-
емов сжатого воздуха, его периодическим то сжатием, то расшире-
ние, что сопровождается изменением температуры. При расшире-
нии воздуха (особенно при выхлопе в атмосферу) происходит вы-
падение росы (увеличение влажности воздуха). Появление влаги
на стенках пневмоаппаратуры, трубопроводов и пневмодвигате-
лей приводит к их повышенной коррозии и преждевременному
выходу из строя.
Поэтому очень важно при работе пневмоприводов жестко вы-
держивать требования по осушке воздуха и создавать условия ра-
боты с постоянным давлением.
Контрольные вопросы
1. Что входит в состав исполнительной подсистемы гидропневмоприво-
дов?
2. Что такое дифференциальный цилиндр?
3. Что такое героторный гидромотор и в чем его основное достоинство?
4. Что называется рабочим объемом гидравлического мотора?
5. От чего зависит тянуще-толкающая сила цилиндра?
6. Какой цилиндр называется плунжерным?
7. От чего зависит давление в напорной гидролинии гидромотора, гидро-
цилиндра?
8. Что дает одновременное подключение обеих полостей дифференци-
ального цилиндра к напорной гидролинии?
9. От каких параметров зависит вращающий момент винтового гидроци-
линдра?
10. Изменение каких конструктивных параметров цилиндра с рееч-
но-зубчатой передачей приведет к изменению угла поворота выходного вала?
202
2.4. Направляющая и регулирующая
подсистема
Эта подсистема предназначена для обеспечения возможностей
изменения как скоростей движения гидравлических и пневмати-
ческих двигателей, так и их направления. Для этих целей в гидрав-
лических и пневматических системах используется регулирующая
и направляющая аппаратура.
2.4.1. Регулирующая аппаратура
гидравлических систем
К регулирующей аппаратуре гидравлических систем приводов
относятся аппараты изменения расхода рабочей жидкости и вели-
чины давления.
Изменение величины расхода жидкости осуществляется аппа-
ратами, называемыми дросселями (дроссель — регулируемое гид-
равлическое сопротивление). Дроссель представляет собой аппа-
рат, имеющий возможность изменять площадь проходного отвер-
стия, по которому проходит поток жидкости. На рис. 2.95 показан
щелевой дроссель мод. Г77. В корпусе 3 установлен поворотный
полый плунжер 4 с лимбом 7 и крышки 2 и 5. Рабочая жидкость
б
Рйс. 2.95. Гидравлический дроссель щелевого типа:
а — устройство; б — условное обозначение
203
a
в
Рис. 2.96. Щелевые дроссели трубного монтажа:
а — конструкция; б — щелевой дроссель с обратным клапаном; в — его условное обозначение
подводится к аппарату по каналу А. Далее она попадает внутрь
плунжера 4 и проходит через прорезь В в выходной канал Б. Щель
дросселя представляет собой проходное отверстие, образованное
кромками прорези В и отверстия Г. Площадь проходной щели
дросселя 5др будет определяться шириной h прорези В, углом пово-
рота (р плунжера 4 и его диаметром d, т. е. 5др = hdy/2.
Дроссель монтируется в гидросистеме на приборной плите, к
которой подводятся трубопроводы. На рис. 2.96 показаны щеле-
вые дроссели, которые устанавливаются непосредственно в трубо-
проводы, подсоединяемые к каналам А и Б в корпусе 7. Пройдя ка-
нал А (рис. 2.96, а), жидкость по отверстию 5подходит к дроссель-
ной щели в виде прорези во втулке 2, далее идет по кольцеобразно-
му зазору между втулкой 2 и обоймой 3, отверстию 6 на выход Б.
Дроссель регулирует расход жидкости путем проворота обоймы 3,
связанной со втулкой 2, относительно корпуса 7. При этом изме-
няется площадь проходного сечения щели 4 за счет изменения ее
длины, находящейся напротив отверстия 5. Регулировать расход
можно как при движении слева направо, так и в обратном направ-
лении. Дроссель, показанный на рис. 2.96, б, регулирует расход
жидкости лишь при ее движении от канала А к каналу Б. В его кор-
пусе установлен обратный клапан в виде шарика 7, который под-
жат к седлу пружиной <?и не пропускает жидкость напрямую в ка-
204
Рис. 2.97. Сдвоенный дроссель с обратным клапаном модульного монтажа:
а — устройство; б — условное обозначение
нал Б, а лишь через отверстие 5, щель 4 и отверстие 6. Если подать
жидкость в обратном направлении (от канала Б к каналу Л), то под
действием жидкости шарик /отжимается влево и пропускает жид-
кость в канал А.
На рис. 2.97 показан аппарат мод. ДКМ, состоящий из двух
дросселей и двух обратных клапанов, предназначенный для мо-
дульного монтажа. Модульный монтаж представляет собой сборку
нескольких аппаратов в один блок на плите или гидравлической
панели. В этом случае аппараты соединяются по стыковочным
плоскостям и стягиваются шпильками. Во избежание поврежде-
ния поверхности стыковочных плоскостей при транспортировке
они закрыты пластмассовыми крышками И. Для подсоединения к
другому аппарату используется промежуточная пластинка 2 с ре-
зиновыми кольцами для уплотнения стыков. В корпусе аппарата 1
установлены две втулки с перемычкой 4 между ними и колпачко-
вые крышки 5 с регулировочными винтами 6 и пружинами 8. Во
втулках 3 находятся плунжеры 9, которые являются одновременно
205
затворами обратных клапанов и дросселями. Их хвостовики опи-
раются на буртик регулировочных винтов 6 и поджимаются к ним
пружинами 8.
Работа аппарата происходит следующим образом. Если подать
жидкость в канал А, то она по пазу 10подходит к торцу плунжера 9,
создает силу, преодолевающую силу пружины 8, отжимает плун-
жер 9 влево и свободно проходит на выход Б. Если изменить на-
правление течения жидкости и подать ее в канал Б, то она прохо-
дит по каналам а и Ь, отверстию с и попадает в полость d, где вместе
с пружиной ^подожмет плунжер к буртикам винта 6. При этом ме-
жду кромками правого торца плунжера 9 и втулки 3 сохраняется
зазор, через который жидкость дросселируется и проходит в канал
А. Вращая винт 6 в ту или иную сторону, устанавливают необходи-
мый зазор и величину потока жидкости через дроссель. После чего
винтом /фиксируют положение винта 6. Для новой настройки не-
обходимо ослабить затяжку винта 7, а затем вращать винт 6.
Таким образом, при движении жидкости от канала А к каналу Б
или по каналу В к каналу Г осуществляется беспрепятственный
пропуск жидкости, при обратном направлении движения жидко-
сти осуществляется ее дросселирование и пропуск необходимого
расхода, настроенного левым и правым винтом 6. Тем самым мож-
но осуществить независимое регулирование скорости гидравличе-
ского двигателя при движении в одну и другую сторону.
Дроссели различаются по форме проходных сечений. На рис.
2.98 показаны некоторые виды сечений. Ряд из них выполнен пу-
тем растачивания втулки 1 и изготовления плунжера 2 в виде ци-
линдра (2.98, а), конуса (рис. 2.98, б), цилиндра с прямоугольными
(рис. 2.98, в) и треугольными (рис. 2.98, г) прорезями. Более техно-
логичны конструкции дросселей, когда втулка не имеет внутрен-
них расточек, а в ней выполнены окна разного профиля: прямо-
угольного (рис. 2.98, д), треугольного (рис. 2.98, е), круглого (рис.
2.98, ж) и т. п.
Расход (2Др, пропускаемый дросселем, можно найти по формуле
5
2др = Р5др, -(Р, ~Р2)>
VP
где P\tP2~ давление жидкости соответственно на входе в дроссель
и на его выходе; ц — коэффициент расхода дросселя, зависящий
от свойств жидкости, формы проходных сечений и ряда других
факторов (обычно принимают ц = 0,62...0,65), р — плотность ра-
бочей жидкости.
206
Рис. 2.98. Формы проходных сечений дросселей:
а — цилиндрическая; б — кольцеобразная с коническим затвором; в — щелевая в виде прямо-
угольных прорезей; г — щелевая с треугольными прорезями; д — в виде прямоугольного окна;
е — в виде треугольного окна; ж — в виде круглого окна; з — в виде окна фасонного профиля
Анализируя выражение для определения расхода через дрос-
сель, нетрудно заметить, что расход линейно зависит от площади
проходного сечения дросселя 5др и нелинейно от разности давле-
ний Др =Р\— р2. При работе привода с переменной нагрузкой дав-
ление р2 будет меняться, что приведет к изменению расхода через
дроссель и, в конечном счете, к изменению скорости движения
гидравлического привода. Если гидравлический привод применя-
ется в металлорежущих станках, то в процессе обработки деталей
сила резания непостоянна, это влечет за собой колебание скорости
гидродвигателя, что, как правило, недопустимо. В таких случаях
рекомендуется применять регуляторы расхода. Это аппараты, ко-
торые обеспечивают настройку необходимого расхода жидкости и
поддержание этого расхода постоянным при переменной нагрузке
на гидродвигателе.
Регулятор расхода (рис. 2.99) представляет собой аппарат, в
корпусе которого установлен дроссель, с помощью которого на-
207
А-А
Рис. 2.99. Регуляторы расхода:
а — устройство регулятора расхода мод. Г55-2; б — условное обозначение; в — устройство ре-
гулятора расхода мод. Г55-1; г —условное обозначение
страивается необходимая величина расхода, и клапан постоянной
разницы давлений (регулятор давления), обеспечивающий под-
держание расхода постоянным. Регулятор давления может быть
установлен последовательно с дросселем (рис. 2.99, а) и парал-
лельно с ним (рис. 2.99, в).
Работают аппараты следующим образом. Жидкость поступает
в аппарат (рис. 2.99, а) по каналу Л, проходит зазор h между кром-
ками грибкового плунжера 2 и расточки в корпусе 7 и подходит к
щели дросселя 4, а по отверстию а — к нижним торцам грибкового
плунжера 2. При этом перед дросселем начинает расти давление,
которое воздействует на нижние торцы плунжера 2 и приподнима-
ет его вверх, уменьшая зазор h. Благодаря возникшему давлению рх
на входе в дроссель жидкость преодолевает его сопротивление и
идет внутри дросселя 4на выход Б. При наличии нагрузки на выхо-
де аппарата (например, жидкость направляется в гидравлический
208
двигатель) в канале Б поднимется давление р2, соответствующее
нагрузке, которое вместе с пружиной 3 будет противодействовать
подъему плунжера 2 (канал Б соединен с полостью Вотверстием в).
Когда на плунжере 2 наступит равенство сил, действующих на него
сверху (пружина и давление />2) и снизу (давление рх), он остановит-
ся; при этом на дросселе установится определенная разность дав-
лений Др = рх — р2. Если же по каким-либо причинам (например,
колебание сил нагрузки) давление р2 возрастет, то нарушится рав-
новесие сил на плунжере, и он начнет опускаться вниз, увеличивая
зазор Л и уменьшая сопротивление прохода жидкости к дросселю.
Потери давления на нем станут меньше, что приведет к росту дав-
ления рх и соответственно силы снизу на плунжер 2, препятствую-
щей его опусканию. Рост давления р{ и опускание плунжера будут
продолжаться до наступления равновесия сил. При этом величина
разности давлений Др = рх — р2 восстановится, обеспечивая про-
пускание через дроссель настроенного расхода. Если же давление
р2 по каким-либо причинам уменьшится, то подъем плунжера 2
уменьшит зазор Л, увеличит потери давления при прохождении
этого зазора и уменьшит давление рх до такой величины, при кото-
ром разность давлений снова станет прежней.
Уравнение сил, действующих в установившемся режиме на
плунжер, будет иметь вид: Р]^о - Рг^кл — Gnp ~ Отсюда нетруд-
но получить, что Др =р\ - р2 = Сдр/^кл » const. В этих выражениях
принято: — площадь верхнего и нижнего торцов плунжера 2
клапана давления, (7пр — сила пружины 3. Поскольку ход плунже-
ра 2 в процессе работы незначителен, можно считать, что сила пру-
жины постоянна и зависит от выбора ее предварительного натяга,
устанавливаемого при сборке аппарата. Обычно его берут таким,
чтобы обеспечивать надросселе разность давлений Др = 0,3 МПа.
Регулятор расхода, в котором клапан давления включен парал-
лельно дросселю, показан на рис. 2.99, в. Жидкость, попадая в ап-
парат 1 по каналу Л, беспрепятственно подходит к дросселю 6, пе-
ред которым создается давление р(, необходимое для преодоления
его сопротивления. Вместе с тем по отверстию а она подходит к
нижним торцам плунжера 2 клапана давления. От давления р2 сни-
зу на плунжер действует сила, приподнимающая его вверх, пре-
одолевая действие пружины 5. При этом открывается проход части
жидкости из канала А в канал на выход в бак. Пройдя дроссель,
жидкость поступает на выход аппарата Б, где создается давление
р2, преодолевающее сопротивление на дальнейшем пути жидко-
сти. По каналу ^жидкость проходит в полость Гнад грибком и вме-
сте с пружиной 5 сопротивляется подъему плунжера 2. Он остано-
14-5845 209
вится, когда наступит равенство сил на плунжере, действующих на
него снизу и сверху.
При этом на дросселе установится разность давлений, опреде-
ляемая предварительным натягом пружины, аналогично регулято-
ру расхода с последовательно включенным клапаном давления.
Для этого аппарата будет справедливо выражение для разности
давлений Др = рх — р2 - Gnp/Sm. Изменение давления р2 на выходе
аппарата, вызванное, например, изменившимися условиями ра-
боты, нарушит равновесие сил на плунжере, который своим пере-
мещением так изменит зазор на пути слива жидкости в бак, что из-
менение давления рх будет соответствовать изменению давления
р2, а их разность останется постоянной.
Поскольку в этом аппарате давление рх перед дросселем явля-
ется давлением в напорной гидролинии, а оно меняется вместе с
изменением давления р2, то представляется возможным ограничи-
вать величину давления р2 путем установки в корпус этого аппара-
та предохранительного клапана давления в виде шарикового кла-
пана 3 с регулируемой винтом 4 пружиной. По каналу В жидкость
под давлением р2 подходит к клапану 3. Если давление р2 вырастет
настолько, что создаваемая ею сила преодолеет силу пружины, то
клапан 3 поднимется и откроет слив жидкости в бак (по каналу,
показанному штриховыми линиями). Таким образом, величина
давления р2 ограничивается настройкой пружины шарикового
клапана давления 3. Это позволяет предохранить гидравлическую
систему при аварийном росте нагрузки на ее двигатель, питаемый
регулятором расхода.
Каждый из рассмотренных регуляторов расхода, выполняя
одну и ту же функцию, имеет свои достоинства и недостатки. Регу-
лятор расхода, в котором дроссель и клапан давления соединены
друг с другом последовательно (рис. 2.99, а), могут устанавливать-
ся как перед двигателем в напорной гидролинии, так и в сливной
гидролинии или параллельно двигателю. Однако при его работе
потребляемая насосом мощность постоянна и максимальна даже
при отсутствии нагрузки на двигателе.
Регулятор расхода, в котором дроссель и клапан давления со-
единены друг с другом параллельно (рис. 2.99, в), может устанав-
ливаться лишь на входе гидродвигателя. Но зато потребляемая на-
сосом мощность при работе с этим аппаратом зависит от нагрузки.
Таким образом, регулятор расхода с последовательным клапаном
давления имеет широкую область применения, но не экономичен.
Напротив, регулятор расхода с параллельным клапаном давления
более экономичен, однако имеет узкую область применения.
210
А-А
Б-Б
б
Рис. 2.100. Регулятор расхода стыкового монтажа:
а — устройство; б — условное обозначение
Сборка аппаратов гидравлической системы часто проводится
на специальной плите, называемой гидравлической монтажной
панелью. Тем самым уменьшается число труб и облегчается обслу-
живание самого гидропривода. Поэтому отечественная промыш-
ленность выпускает аппараты стыкового монтажа. Одним из таких
аппаратов представлен регулятор расхода МПГ55-2 (рис. 2.100), в
котором все каналы выведены на стыковую плоскость корпуса 1,
закрытую при транспортировке крышкой 12. В корпусе установле-
на втулка 2 дросселя, а в ней перемещается затвор дросселя 3. Его
положение, а значит, и площадь проходного окна, устанавливает-
ся путем перемещения гайки 4 при вращении лимба 7и связанного
с ним винта 6. Установка лимба фиксируется гайкой 5. Лимб пово-
рачивается на четыре оборота. Его обороты регистрируются счет-
чиком 8, поворачивающимся на 1/4 своего оборота при повороте
лимба на один оборот. Шарик 9с пружиной 10 предотвращает са-
мопроизвольный проворот счетчика. Затвор дросселя 3 снизу под-
жат пружиной 11, обеспечивающей его перемещение вверх при ус-
тановке большего проходного сечения при вращении лимба 7 по
часовой стрелке (гайка 4 при этом перемещается вверх).
14’ 211
Подвод жидкости осуществляется по входному каналу в по-
лость А регулятора давления. Пройдя окно В во втулке регулятора,
ограничиваемое кромкой плунжера 13, жидкость попадает в по-
лости Г, Д, Ж и далее в канал Е. Оттуда жидкость проходит к дрос-
сельному окну во втулке 2 и, пройдя его, выходит в канал Б, свя-
занный с гидролинией подвода жидкости к гидравлическому дви-
гателю и с полостью Иу торца грибкового плунжера 13, поджимае-
мого пружиной 14. Принцип действия аналогичен работе
аппарата, показанного на рис. 2.99, а.
Изменение давления на выходе аппарата нарушает равновесие
сил на плунжере 75 и его смещение, в результате чего площадь про-
ходного окна В и давление перед дросселем изменяется таким об-
разом, что обеспечивается под держание постоянной разности дав-
ления на дросселе и постоянного потока жидкости на выходе ап-
парата.
К регулирующей аппаратуре относятся также и клапаны давле-
ния: предохранительные и редукционные.
Предохранительные клапаны давления предназначены в первую
очередь для ограничения величины давления в гидросистеме. Но
кроме этой функции они могут выполнять и ряд других. Напри-
мер, описанный в разделе 2.2 предохранительный клапан прямого
действия может поддерживать постоянное давление в напорной
гидролинии и создавать подпор в сливных трубопроводах.
Клапан давления (рис. 2.101) может предохранять гидросисте-
му от перегрузки (ограничивать максимальное давление), выпол-
нять роль клапана последовательности (пропускать поток рабочей
жидкости при достижении в этом потоке или управляющем канале
при дистанционном управлении заданного давления, настраивае-
мого пружиной), служить в качестве переливного клапана (под-
держивать постоянное давление на входе в аппарат за счет непре-
рывного слива рабочей жидкости), а также под держивать постоян-
ную разность давлений в подводимом и отводимом потоках рабо-
чей среды.
Клапан устроен следующим образом. В корпусе 1 установлен
плунжер 2 клапана, который поджимается пружиной 4, находя-
щейся в крышке 3. Регулирование натяга пружины (силы действия
пружины на плунжер) осуществляется винтом 5. Клапан относит-
ся к аппаратам нормально закрытого типа, т. е. при отсутствии ра-
бочей среды плунжер 2 находится в крайнем нижнем положении и
перекрывает соединение входной полости А с выходным каналом
Б. В корпусе аппарата выполнены каналы а, б, в, г, ж, а также
демпфер (нерегулируемый дроссель) в виде канала д малого диа-
212
a
Рис. 2.101. Клапан давления многофункциональный трубного монтажа
мод. Г54-32М:
а — устройство; б — условное обозначение
метра. Каналы а и г закрыты пробками 6 и 7. Технологические от-
верстия в корпусе также заглушены пробками.
Подвод рабочей жидкости осуществляется в полость Л. Оттуда
жидкость поступает по каналам в и ж к демпферу д и после него в
тупиковую полость под нижним (по рисунку) торцом плунжера 2.
Клапан закрыт, поэтому жидкость не может пройти на выход в ка-
нал Б. Однако, если давление жидкости в подводящем канале на-
растает, то растет и сила действия жидкости на нижний торец
плунжера 2. Когда она преодолеет силу пружины 4, то плунжер
213
поднимется вверх и откроет проход жидкости в канал Б. Если этот
канал соединен с баком, то клапан обеспечивает слив жидкости в
бак и тем самым ограничивает давление р^ в подводящем канале.
Из уравнения равновесия сил на плунжер давление р^, при кото-
ром открывается клапан, будет равно: рт = Gnp/ST, где 6пр — сила
пружины, настраиваемая винтом 5,5Т — площадь торца плунжера.
Если канал Б соединен не с баком, а с потребителями гидрав-
лической энергии, то в выходном канале Б будет некоторое давле-
ние р. Выходной канал соединен отверстием б с полостью е. По-
этому давление р вместе с пружиной будут сопротивляться подъе-
му плунжера, а открытие клапана произойдет, когда сила от давле-
ния в канале А превысит сумму сил пружины и от давления р,
действующих на плунжер сверху. В открытом состоянии клапан
будет поддерживать постоянную разность давлений в подводящем
и выходном каналах.
Клапан давления обеспечивает также возможность дистанци-
онного управления. В этом случае канал в заглушается пробкой, а к
каналу г вместо пробки /подключается канал управления. Клапан
давления откроется и пропустит жидкость из канала А в канал Б
лишь тогда, когда давление в канале управления создаст достаточ-
ную для подъема плунжера 2 силу.
Если необходимо, чтобы клапан открывался при достижении
нужной разницы давлений в двух каналах управления, то надо за-
глушить канал б, а вместо пробки б подсоединить к полости е дру-
гой канал управления. Тогда клапан откроется лишь при достиже-
нии необходимого давления в канале г, зависящего от силы пру-
жины 4 и давления в канале а. Причем, в этом состоянии клапан
может пропускать жидкость в обоих направлениях.
Возможны и другие комбинации подключения каналов.
Поскольку предохранительный клапан давления пропускает
жидкость, как правило, только в одном направлении, отечествен-
ная промышленность выпускает клапан давления со встроенным
обратным клапаном, открывающим проход жидкости из выходно-
го канала Б в подводящий канал А (рис. 2.102). При подаче жидко-
сти в канал А в корпусе 1 она проходит по отверстию в и демпферу д
в полость под торцом плунжера 4. При создании давлением жид-
кости, достаточной для преодоления сопротивления пружины 5,
плунжер 4 поднимается вверх, открывая пропуск жидкости на вы-
ход в канал Б. Если жидкость подать в канал Б, то она отжимает за-
твор 3 с пружиной 2 обратного клапана и свободно проходит в ка-
нал А. С помощью винта 6 можно настраивать давление, при кото-
ром открывается клапан.
214
Рис. 2.102. Клапан давления мод. Г66-3:
а — устройство; б — условное обозначение
В промышленных гидроприводах широкое применение нашли
клапаны давления непрямого действия (рис. 2.103), которые кроме
указанных выше функций клапана давления могут обеспечить раз-
грузку насоса. В корпусе 7 установлен плунжер 3 грибковой (Т-об-
разной) формы, который поджимается сверху пружиной 9. В крыш-
ке 4 располагается шариковый клапан 6 с пружиной 8, предвари-
тельный натяг которой настраивается регулировочным винтом 7.
При подаче жидкости в канал А она заполняет проточку В, по
каналу ж проходит в полость г, а по отверстию е проходит в по-
лость д под нижним торцом плунжера 3. Далее жидкость проходит
215
a
Рис. 2.103. Клапан давления непрямого действия мод. Г52-1:
а — устройство; б — условное обозначение
демпфер в виде отверстия малого диаметра в пробке 2, заполняет
полость б и подходит к шарику 6, закрывающему выход жидкости в
канал а. Таким образом клапан закрыт, и жидкость не может по-
пасть на выход Б. Если давление жидкости в канале А растет, то
растет и сила, действующая от этого давления на шарик 6. Отме-
тим, что при этом сверху на плунжер 3 действуют сила от давления
216
жидкости и сила пружины, а снизу — сила от давления жидкости.
Поэтому никакой рост давления не сможет поднять плунжер 3
вверх и открыть проход из проточки В в проточку Г. Когда давле-
ние в полости б вырастет настолько, что его сила преодолеет силу
пружины 8, то шарик 6 поднимется вверх и откроет проход жидко-
сти в канал а и далее по отверстию в на выход в канал Б. При этом
через демпфер начнется течение жидкости. Это означает, что дав-
ление р в полости б меньше, чем давление р^ в полости д. Поэтому
сила, действующая на плунжер 3 со стороны давления р^ жидко-
сти в полостях г и д, станет больше суммы силы пружины Gj и силы
давления р жидкости в полости б. Под действием большей силы
плунжер 3 поднимется вверх и откроет проход жидкости из канала
А и расточки Вв расточку Ги далее в канал Б на выход. Таким обра-
зом, происходит срабатывание клапана в два этапа: сначала откры-
вается шариковый клапан 6, называемый предохранительным, а
затем плунжерный 3, называемый переливным.
Для установившегося режима работы аппарата можно записать
уравнение сил на плунжере: pmS^ - pS^ - Gj = 0, где — пло-
щадь верхнего и нижнего торцов плунжера 3. В этом уравнении два
неизвестных р^ и р. Составив уравнение сил, действующих на от-
крывшийся шариковый клапан 6, получим: р8ш — G = 0, где G —
сила пружины 8, 5Ш — площадь шарикового клапана. Отсюда на-
ходим р = G/Sm. Тогда давление р^, при котором открывается пре-
дохранительный клапан, равно: р^ = р + GJS^ = (7/5ш + GJS^.
Поскольку сила пружины 9 незначительна (она нужна для преодо-
ления сил трения плунжера 3 и его силы веса для обеспечения за-
крытого состояния аппарата при монтаже аппарата крышкой
вниз), то приближенно можно считать, что давление открытия
клапанарт равно давлению р, настраиваемому пружиной <?при из-
менении ее натяга регулировочным винтом 7.
Срабатывание аппарата при поддержании постоянного давле-
ния рт и создании подпора (если клапан включен в сливную гид-
ролинию) аналогично рассмотренному.
В режиме разгрузки насоса аппарат срабатывает несколько
иначе. Под разгрузкой насоса понимается такое состояние в его
работе, когда давление в напорной гидролинии насоса понижается
принудительным образом почти до нуля. Для этого необходимо
полость клапана б соединить напрямую с баком (на рис. 2.103, б
показано штриховой линией). Вместо пробки 5 к аппарату под-
ключается трубопровод, отводящий жидкость в бак. В этом случае
давление в полости б становится равным нулю, вследствие чего
217
подъему плунжера 3 будет препятствовать пружина 9, создающая
небольшую силу. Поэтому плунжер 3 под действием силы от дав-
ления в канале А поднимется вверх, открыв проход жидкости из
канала А в канал Б. В результате в гидролинии А давление понизит-
ся до величины />разгр = GJS^, где />разгр — давление, возникающее
в напорной гидролинии при разгрузке насоса, так как в одной и той
же гидролинии не может быть двух разных давлений, а может быть
лишь меньшее из них. Значениерразгр по величине близко нулю, по-
тому что сила пружины Gx мала, а площадь сравнительно велика.
Описанный режим работы обеспечивает снижение давления в
аварийных ситуациях или при проведении технического обслужи-
вания или настройки гидросистемы.
К регулирующей аппаратуре относят также и гидравлические
редукционные клапаны, предназначенные для понижения давле-
ния в гидролинии на выходе аппарата и поддержания этого пони-
женного давления постоянным.
Рассмотрим устройство и принцип действия на примере редук-
ционного клапана вставного монтажа (рис. 2.104). Вставной мон-
таж представляет собой установку аппарата в подготовленное в
гидравлическом устройстве гнездо. Поэтому в корпусе аппарата не
предусматриваются места крепления трубопроводов, что облегча-
ет изготовление, монтаж аппарата и его обслуживание.
Редукционный клапан давления состоит из двух клапанов — ос-
новного (рис. 2.104, а) и управляющего (рис. 2.104, б).
Основной клапан состоит из корпуса 2, в который вворачива-
ется управляющий клапан 1. В него же устанавливается втулка 3 с
упором 4. Во втулке 3 закрепляется гильза 5 с плунжером 6 и под-
жимающей его пружиной 7. В перемычке плунжера 6 выполнены
два демпфера д в виде отверстий малого диаметра. Для предохра-
нения поверхности гильзы от возможных повреждений при транс-
портировке она закрыта крышкой 8, которая при установке аппа-
рата в гнездо гидроагрегата снимается.
Управляющий клапан (рис. 2.104, б) представляет собой устрой-
ство в виде втулки 10с наружной резьбой для закрепления в корпусе
основного клапана. Во втулке находится регулировочный винт 9,
поджимающий пружиной 77 к седлу 13 конический затвор 12.
Работает редукционный клапан следующим образом. Жидкость
подается к аппарату через отверстия А в гильзе 5(рис. 2.104, а), про-
ходит через дросселирующие окна, образованные кромками этих
218
Рис. 2.104. Редукционный клапан давления мод. МКРВ:
а — устройство; б — управляющий клапан; в, г — условное обозначение
отверстий и отверстий б в плунжере б, и теряет энергию. Поэтому
давление в выходном канале Б будет ниже, чем на входе в аппарат.
Площадь проходных окон в этот момент максимальна, так как
плунжер 6отжат пружиной 7в крайнее нижнее положение. Из ка-
нала Б часть потока жидкости идет через демпферы д в перемычке
плунжера, заполняя полость В над ним, и подходит к конусному
затвору 72 управляющего клапана, который закрывает выход жид-
кости в каналы а, в п далее из них в бак.
При наличии нагрузки на выходе аппарата Б давление жидко-
сти внутри плунжера, в полости Ви перед затвором 72 нарастает до
тех пор, пока сила, создаваемая им на затворе, не преодолеет силу
пружины 77. Управляющий клапан открывается, пропуская жид-
кость в бак. При этом давление р в полости В становится меньше
давленияр^ в канале Б. Поэтому суммарная сила давленияр и пру-
жины /станет меньше силы давления р^, и плунжер 6 начнет под-
ниматься вверх, уменьшая площадь проходных окон основного
219
клапана. Это движение вверх вызовет, с одной стороны, уменьше-
ние давления ры (за счет увеличения сопротивления проходных
окон), а с другой стороны, рост сопротивления сжимающейся пру-
жины 7.
Перемещение плунжера вверх прекратится при наступлении
равенства сил, действующих снизу и сверху. Это будет означать
окончание переходного процесса и начало работы аппарата в уста-
новившемся режиме, когда на выход аппарата проходит рабочая
жидкость при заданном пониженном давлении. При этом незна-
чительная часть потока, определяемая сопротивлением демпфе-
ров д и перепадом давления на них, будет постоянно уходить в бак
через открытый управляющий клапан.
Любое изменение давления в канале Б приведет к нарушению
равенства сил на плунжере и его перемещению, вызывающему из-
менение сопротивления проходных окон основного клапана. По-
следнее восстановит прежнее значение давления. Так, если по ка-
ким-либо причинам давление в канале Б начнет возрастать, то
смещение плунжера вверх уменьшит площадь проходных окон ос-
новного клапана, увеличив их сопротивление. Это, в свою оче-
редь, увеличит потери давления при прохождении жидкости, что и
уменьшит давление в канале Б. Плунжер снова опустится вниз и
займет прежнее положение.
Из описания работы нетрудно выяснить, что давление рт на
выходе редукционного клапана зависит от силы пружины 11
управляющего клапана, которая настраивается регулировочным
винтом. Составив уравнение равновесия сил, действующих на
плунжер, получим следующее выражение: p^S^ — Gq — pS^ = О,
где — площадь торца плунжера, Gq — усилие пружины 7. Из
уравнения равновесия сил, действующих на открытый затвор
управляющего клапана, получим: р = Gxx/S, где Gxx — сила пружи-
ны 11, S — площадь затвора, на которую действует давление р.
Окончательно получим р^= Gxx/S+ Gq/Sm. Поскольку сила Gq
пружины /невелика, а площадь плунжера относительно вели-
ка, то можно считать, что давление на выходе аппарата зависит
лишь от настройки силы пружины 11 управляющего клапана, ко-
торая, в свою очередь, определяется жесткостью пружины и ее
предварительным натягом, осуществляемым с помощью винта 9.
Из принципа действия редукционного аппарата следуют два
условия, которые необходимо соблюдать для надежной работы ап-
парата: 1) давление на входе в аппарат должно быть заведомо боль-
ше наибольшего желаемого давления на его выходе; 2) каналы айв
обязательно должны быть открыты и соединены с баком.
220
2.4.2. Направляющая аппаратура гидравлических
систем
Направляющая аппаратура гидросистем предназначена для из-
менения направления движения потока рабочей жидкости, тем са-
мым обеспечивается реверс гидравлических двигателей. К направ-
ляющей аппаратуре относятся обратные клапаны, гидрозамки,
распределители, делители потока, разделительные панели.
Обратные клапаны предназначены для пропуска жидкости
только в одном направлении. При рассмотрении регулирующей ап-
паратуры уже встречались такого рода клапаны, встроенные в дру-
гие аппараты. На рис. 2.105 показан обратный клапан мод. МКО
стыкового монтажа. В корпусе 2 запрессовано седло 5, к которому
пружиной 3 поджимается затвор 4. Сверху клапан закрыт пробкой 7.
При подаче жидкости к каналу А затвор 4 поднимется вверх, сжимая
пружину и открывая проход жидкости в канал Б. Оба канала выпол-
нены на стыковочной плоскости аппарата. Если жидкость подавать
в канал Б, то она проходит в полость Ви вместе с пружиной прижи-
мает затвор 4 к седлу 5, надежно закрывая выход в канал А.
Часто в работе гидравлических приводов возникает необходи-
мость пропуска жидкости в обратном направлении. Для решения
такой задачи используются управляемые обратные клапаны (рис.
2.106, а). При подаче жидкости в канал А или Б аппарат работает
как обычный обратный клапан, пропуская жидкость от А к Б и не
пропуская жидкость при ее движении от Б к А. В корпусе аппарата
кроме затвора 1 обратного клапана установлены поршень 2 со
Рис. 2.105. Гидравлический обратный клапан мод. МКО:
а — конструкция; б — условное обозначение
221
б
Рис. 2.106. Управляемый гидравлический обратный клапан:
а — устройство; б — условное обозначение; в — гидрозамок одностороннего действия
мод. Ф1КУ
штоком 3 и пружина 4, поджимающая поршень к крышке 5 аппа-
рата. Если подключить к каналу а управляющий поток, то под дей-
ствием давления управления поршень 2 поднимется вверх и своим
штоком 3 откроет обратный клапан, сдвинув затвор 1 вверх. В этом
случае жидкость сможет проходить из канала Б в канал А.
Управляемый обратный клапан обычно называют гидрозамком
одностороннего типа. На рис. 2.106, в представлен гидравличе-
ский замок мод. Ф1КУ. При подаче жидкости по каналу Л она под-
нимает клапан 3, сжимая пружину 4в крышке 2, и проходит на вы-
ход в канал Б. В обратном направлении (из канала Б в канал А)
жидкость пройти не может, поскольку клапан 3 поджат к седлу в
корпусе 1 пружиной 4 и силой от давления жидкости в полости В
над клапаном 3. Отверстием с эта полость соединена с каналом Б.
Если подать жидкость в канал управления а в крышке 7, то пор-
шень 6начнет подниматься вверх по гильзе 10, сжимая пружину 8.
Вместе с поршнем движется и шток 9, который сдвинет затвор 5
222
Рис. 2.107. Гидрозамок:
а — конструктивная схема; б — условное обозначение
вверх и откроет проход жидкости из полости В по отверстиям b в
канал А. Так как суммарная площадь поперечного сечения этих от-
верстий значительно превышает площадь проходного сечения от-
верстия с, то давление в полости Б уменьшается. К тому же при от-
крытом затворе 5 эффективная площадь клапана 3 сверху стано-
вится меньше его торца снизу (со стороны канала Л). Поэтому кла-
пан 3 под действием большей силы тоже поднимется вверх,
открывая свободный проход жидкости из канала Б в канал А. Сбор
и отвод утечек из штоковой полости поршня ^осуществляется пу-
тем подключения дренажного трубопровода вместо пробки 11.
Принцип действия гидравлического замка двустороннего типа
показан на рис. 2.107. При подаче жидкости в корпус 1 аппарата по
каналу А обратный клапан 2 открывается, пропуская жидкость в
левую полость гидроцилиндра. Одновременно с этим давлением
жидкости создается сила, действующая на поршень 3, который
сдвигается вправо и своим штоком открывает обратный клапан 4.
Тем самым жидкость, вытесняемая из правой полости цилиндра
при движении его поршня, может пройти на выход в канал Б. Ана-
логично работает аппарат и при подаче жидкости в канал Б. При
отсутствии подачи жидкости в оба канала обратные клапаны за-
крываются и перемещают поршень 2 в среднее положение, запи-
рая слив жидкости из полостей гидравлического цилиндра.
Для изменения направления движения гидравлических двига-
телей применяют аппарат, называемый гидравлическим распреде-
лителем.
Гидрораспределитель обеспечивает направление потока жид-
кости в соответствующие трубопроводы гидравлических исполни-
тельных органов.
223
Рис. 2.108. Гидравлические распределители:
а — конструктивная схема трехпозиционного четырехлинейного распределителя; б, в, г, д,
ж — условные обозначения; е— конструктивная схема двухпозиционного трехлинейного рас-
пределителя
Различают гидравлические распределители линейные и дрос-
селирующие. Линейные распределители при своей работе откры-
ваются на всю величину своих проходных окон и изменяют на-
правление движения потока. Дросселирующие распределители
изменяют не только направление движения, но и величину потока
жидкости, проходящего через их окна, т. е. они являются одновре-
менно и дросселями. Такие распределители применяются в следя-
щих системах.
Линейные гидрораспределители обычно плунжерного типа и
имеют два главных элемента: втулку 1 с внутренними расточками
224
П1, П2, ПЗ (рис. 2.108, а) и каналами А, Б, В, Ги плунжер (золот-
ник) 2 с проточками, обеспечивающими формирование поясков
золотника (на рис. 2.108, а золотник имеет три пояска: средний и
два опорных, в которых выполнены канавки К, обеспечивающие
лучшее центрирование плунжера относительно втулки, снижение
сил трения и вероятности заклинивания при работе аппарата). В
среднем положении золотника все каналы соединены между со-
бой. Обычно канал А соединяется с гидролинией питания (напор-
ный трубопровод), канал Г— с баком, каналы Би В — с гидравли-
ческим двигателем. Таким образом, если подать жидкость из насо-
са в канал А, то она будет беспрепятственно сливаться в бак, по-
этому во всех каналах давление упадет до нуля. Если золотник 2
сместить, например, вправо, то жидкость из канала Л направится в
полость /72, а оттуда в канал Б, а канал В в это время соединится че-
рез полость /73 с каналом Ги баком. При этом зазоры hx и Л3 будут
равны нулю.
При перемещении золотника в крайнее левое положение зазо-
ры Л2 и Л4 закроются, а зазоры h} и /г3 будут наибольшими. Жид-
кость из канала А попадает в полость /72, а оттуда в канал В, а канал
Б через полость 771 соединится с каналом Ги баком. Таким обра-
зом, рассмотренный гидрораспределитель имеет три положения
золотника — левое, среднее и правое, которые называются пози-
циями распределителя. Вместе с тем к нему подсоединяются четы-
ре трубопровода (гидролинии). Такой распределитель с трубами
называется четырехлинейным. Следовательно, общее название
рассмотренного на рис. 2.108, а аппарата будет трехпозиционный
четырехлинейный распределитель, условное обозначение которо-
го показано на рис. 2.108, б. В условном обозначении числу пози-
ций соответствует число квадратиков, объединенных в один пря-
моугольник, в которых показывается схема соединения каналов: в
средней позиции все каналы соединены между собой, а в край-
них — в соответствии с описанной выше схемой.
Тип распределителя принято условно обозначать в виде про-
стой дроби, в которой числитель показывает линейность распре-
делителя (число гидролиний, подсоединенных к аппарату), а зна-
менатель — число его позиций. Так, распределитель по рис. 2.108,
а будет условно отображен как 4/3.
Важной характеристикой аппарата является перекрытие рас-
пределителя. Если ширина пояска на плунжере Ьх (рис. 2.108, а)
меньше ширины Ь2 расточки (полости) /72, то имеем распредели-
тель с отрицательным перекрытием (поясок на плунжере не пере-
крывает полость П2). Если ширина пояска Ьх больше ширины Ь2
расточки /72, то получим распределитель с положительным пере-
15 - 5845
225
крытием. Если bx = Ь2, то распределитель имеет нулевое перекры-
тие. В связи с технологическими сложностями получения послед-
него равенства распределитель с нулевым перекрытием изготовить
достаточно трудоемко и дорого.
Изменив перекрытие распределителя, можно получить другую
схему коммутации (соединения) каналов. Так, если при изготовле-
нии втулки и плунжера добиться выполнения условия Ьх = Ь2 или
Ьх несколько больше Ь2, то в средней позиции h2 = Л3 = 0 и канал
питания А будет закрыт, а другие каналы соединятся между собой
и с баком (рис. 2.108, г). Если уменьшить ширину проточек плун-
жера так, чтобы Л] = Л4 = 0, то в средней позиции все каналы будут
закрыты (рис. 2.108, в). Меняя таким образом размеры расточек и
проточек или количество поясков на плунжере, можно получить
другое число позиций распределителя и иные схемы коммутации
каналов (рис. 2.108, д, е, ж). На рис. 2.108, е показана конструктив-
ная схема двухпозиционного трехлинейного распределителя, ши-
роко используемого для подключения манометра к гидравличе-
скому трубопроводу.
Многообразие возможных конструктивных исполнений плун-
жера и схем соединения каналов распределителей представлено на
рис. 2.109.
Перемещение плунжера распределителя может осуществлять-
ся различными средствами. Этот процесс называется управлением
распределителя. Так, управление положением плунжера распреде-
лителя может быть ручным (рис. 2.110, в), электромеханическим
(рис. 2.110, а), гидравлическим (рис. 2.110, б), механическим (рис.
2.109, г), пневматическим (рис. 2.108, ж).
В плунжерных трехпозиционных распределителях у торцов
плунжера расположены возвратные (центрирующие) пружины,
которые обеспечивают установку плунжера в средней позиции.
Для этого необходимо снять управляющие команды (электриче-
ские, гидравлические, пневматические). Тогда под действием пру-
жин плунжер переместится в среднее положение, при котором на
него будут действовать слева и справа одинаковые силы пружин.
На условных обозначениях таких распределителей пружины не
показываются.
В гидравлических распределителях включение левой и правой
позиций может осуществляться либо командами системы управ-
ления на включение, например, поочередно левого и правого
электромагнитов толкающего типа (рис. 2.110, а), либо командой
на включение одной позиции, а вторая позиция устанавливается
пружиной при отключении команды системы управления. Напри-
мер, включение правой позиции распределителя по рис. 2.108, ж
226
3
AB
। I
Ci?C2
AB
QPC2
AB
1 I
qpc2
AB
1 I
C1PC2
C1PC2
AB
I I
kW//
C1PC2
AB
CxPC2
№ВЙ
Рис. 2.109. Схемы гидрораспределителей:
a — двухлинейного двухпозиционного (2/2); б — трехлинейного трехпозиционного (3/3); в, г,
д — четырехлинейного трехпозиционного (4/3); е — о — пятилинейного трехпозиционно-
го (5/3)
15»
г
а г
Рис. 2.110. Типы гидрораспределителей и способы управления ими:
а — мод. В6 с электромагнитным управлением; б — комбинированный мод. В16 с электрогид-
равлическим управлением; в — мод. ПММ6 с ручным управлением; г — мод. ПМР6 с механи-
ческим управлением; 1 — корпус, 2— плунжер (золотник), 3— пружина, 4 — толкатель,
5—электромагнит, 6— крышка, 7—распределитель, У—рукоятка, 9— щуп, 10— копир
управления, а, б, в, г — каналы подвода и отвода жидкости
осуществляется подачей сжатого воздуха при давлении управле-
ния ру, а левая позиция устанавливается пружиной при отключе-
нии давления ру.
В тяжело нагруженных гидравлических системах, работающих
при больших давлениях и потоках жидкости, для переключения
распределителя из одной позиции в другую требуется приложить
достаточно большие усилия, достигающие ста и более Н. Это бы-
вает не под силу электромагнитам. Тогда используются комбини-
рованные (двухкаскадные) распределители (рис. 2.110, б), состоя-
щие из основного силового распределителя 1 с гидравлическим
управлением и вспомогательного 7с электромагнитным управле-
нием. При включении, например, левого электромагнита вспомо-
гательного распределителя 7его плунжер занимает левую позицию
и открывает подвод жидкости к левому торцу основного распреде-
лителя. Под действием давления жидкости его плунжер тоже зай-
мет левую позицию и соединит канал а с каналом б, а канал в с ка-
налом г. При отключении левого электромагнита под действием
правой пружины плунжер распределителя управления 7перемес-
тится в среднее положение. При этом обе торцовые полости ос-
новного распределителя соединятся с баком, а давление в них упа-
дет до нуля. Тогда под действием сжатой правой пружины основ-
ного распределителя его плунжер займет среднее положение и со-
единит все каналы между собой и с баком.
При работе гидравлических распределителей плунжерного
(золотникового) типа возможно заклинивание (защемление)
плунжера в его втулке. Чаще всего это может быть связано с пере-
косом плунжера относительно отверстия втулки, вызванного чрез-
мерными зазорами. Заклинивание происходит также из-за боль-
ших сил трения, малых диаметральных зазоров между втулкой и
плунжером, загрязненности рабочей среды и интенсивного износа
плунжерной пары. Поэтому важно при изготовлении плунжерных
распределителей правильно выбрать материал втулки и плунжера,
обеспечить необходимую твердость поверхностей и качество их
обработки, назначить необходимую фильтрацию жидкости. Необ-
ходимо также учесть температурные деформации материала плун-
жера и втулки. При этом надо помнить, что плунжер распредели-
229
теля омывается нагревающейся рабочей жидкостью со всех сторон
и отвод теплоты от него затруднен, в то время как втулка распреде-
лителя омывается изнутри, а отвод теплоты от нее облегчен нали-
чием корпуса, контактирующего как с окружающей воздушной
средой, так и с другими агрегатами гидравлической установки.
В ответственных приводах для снижения вероятности закли-
нивания плунжер распределителя может быть приведен во враща-
тельное движение, что исключает влияние сил трения покоя на
процесс переключения распределителя.
Особую группу распределительной аппаратуры составляют
гидравлические панели, в которых могут быть расположены не-
сколько распределителей и других аппаратов. Как правило, это не-
стандартное оборудование, и разрабатывается оно для решения
конкретной технической задачи.
К стандартной аппаратуре можно отнести разделительную па-
нель мод. Г53. Предназначена она для обеспечения совместной и
раздельной работы двух насосов. В корпусе панели 1 (рис. 2.111, а)
установлен предохранительный клапан непрямого действия 2, об-
ратный клапан 3 и предохранительный клапан прямого действия
4. Один из насосов Н2, (насос большой производительности) под-
ключается к каналу А. Другой насос Н\ (малой производительно-
сти) подключается к гидравлическому двигателю (канал Г на рис.
2.111, б) и имеет отвод к гидравлической панели, подключаемый к
каналу Б. На холостом ходу гидравлического привода, когда давле-
ние в системе невелико, насос Н2 своим потоком открывает обрат-
ный клапан 3 и подает жидкость в канал Б и далее в трубопровод Г.
Таким образом, на холостом ходу к гидродвигателю подается по-
ток жидкости, состоящий из подач насосов Я1 и Я2. Поэтому ско-
рость его движения будет бо. ыпой, соответствующей быстрым хо-
лостым ходам. Как только к двигателю будет приложена нагрузка
рабочего хода, давление в каналах Г и Б вырастет. Обратный кла-
пан закроется, а предохранительный клапан давления 4, настроен-
ный на давление, несколько большее давление холостых ходов, от-
кроется действием возросшего давления. Тем самым потокжидко-
сти насоса Н2 (называемого насосом холостых ходов) направится в
бак. К гидравлическому двигателю будет поступать поток жидко-
сти лишь от насоса рабочих ходов Я1. Поэтому скорость двигателя
снизится до необходимой скорости рабочих ходов. Таким обра-
зом, гидравлическая панель мод. Г53 автоматически отключает
или подключает подачу насоса Я2, обеспечивая совместную (на
холостых ходах) и раздельную работу (на рабочих ходах) двух насо-
сов путем действия двух аппаратов — обратного клапана 3 и пре-
дохранительного клапана давления прямого действия 4. Предо-
230
Рис. 2.111. Гидравлическая разделительная панель мод Г53:
а — конструктивная схема; б — условное обозначение
хранительный клапан давления непрямого действия2 обеспечива-
ет защиту гидравлической системы от перегрузки, ограничивая
максимальное давление в трубопроводе Гпитания гидравлического
двигателя. Он настраивается на давление, несколько большее (на
10—15 %) наибольшего рабочего давления, которое рассчитывается
по максимально допустимой нагрузке на двигателе. Принцип его
срабатывания при перегрузках описан в начале этого раздела.
Совместную или раздельную работу двух насосов можно полу-
чить и без разделительной панели мод. Г53. На рис. 2.112 приведе-
231
s
Рис. 2.112. Схема управления совместной и раздельной работой
двух насосов
на схема управления работой двух насосов, предложенная фирмой
Геллер [7]. Насос 1 подает рабочую жидкость непосредственно в
гидроцилиндр 5. Если давление р в его напорной гидролинии тако-
во, что сила пружины 3 преодолевает силу этого давления на торец
плунжера распределителя 4, то последний занимает правую пози-
цию и подсоединяет напорную гидролинию насоса 2 к напорному
трубопроводу насоса 1. Поэтому скорость поршня ц = (QHl +
+ Qh\)/$ будет определяться суммарным потоком и обеспечивать
быстрый ход гидравлического двигателя. Если к гидроцилиндру
будет приложена нагрузка, то давление р вырастет и переключит
распределитель 4 в левую позицию. При этом насос 2 будет качать
жидкость в бак, а к гидроцилиндру будет поступать лишь поток
QHi от насоса 1. Тогда скорость поршня упадет и составит
v2= 0я1/£ чт0 будет соответствовать рабочему ходу цидроцилин-
дра 5.
Анализируя эту схему, нетрудно заметить, что в этом случае
вместо одного аппарата в виде разделительной панели необходи-
мы три аппарата: предохранительные клапаны 6 и 7и нестандарт-
ный распределитель 4 с регулируемой пружиной 3, чтобы можно
было настраивать работу гидрораспределителя 4 на давление холо-
стого хода гидродвигателя.
232
2.4.3. Регулирующая и направляющая аппаратура
пневмосистем
Принципиально работа регулирующей и направляющей аппа-
ратуры пневмосистем не отличается от аналогичных гидравличе-
ских аппаратов. Однако в связи с тем, что промышленные пневма-
тические привода работают на небольших давлениях, не превы-
шающих 1 МПа, пневматическая аппаратура конструктивно более
многообразна. Так, пневматические аппараты могут быть как
плунжерного типа, так и клапанного.
К регулирующей пневмоаппаратуре относят устройства регули-
рования расхода сжатого воздуха и его давления. Устройством ре-
гулирования расхода сжатого воздуха является пневматический
дроссель. Принцип его действия аналогичен гидравлическому
дросселю, т. е. регулирование потока сжатого воздуха осуществля-
ется путем изменения площади проходного сечения аппарата. Это
довольно простой по конструкции аппарат (рис. 2.113, а). В корпу-
се 2 выполнены каналы А и Б, а их проходное сечение перекрыва-
ется игольчатым затвором в виде винта 7. Вращая винт, можно из-
менять площадь проходного сечения дросселя и регулировать тем
самым поток сжатого воздуха.
Пневматический дроссель игольчатого типа с обратным клапа-
ном осуществляет регулирование подачи сжатого воздуха и сво-
бодно пропускает его в обратном направлении (рис. 2.113, б). При
подаче сжатого воздуха в канал А он попадает по отверстию а к за-
твору 2 в виде иглы, проходит зазор, образованный конической ча-
стью затвора и седлом в корпусе 3 и выходит в пневмосистему по
каналу Б. При обратном направлении движения потока воздуха он
открывает шариковый обратный клапан 1 и беспрепятственно,
минуя дроссельную щель, выходит в канал А.
Широко используется тормозной пневмодроссель (рис. 2.113,
в). Его особенность состоит в том, что он может увеличить сопро-
тивление прохождению сжатого воздуха, что дает возможность за-
тормозить пневматический двигатель.
Настройка пропускаемого дросселем потока сжатого воздуха
осуществляется регулировочным винтом 6. Он воздействует на
рычаг 7, который через толкатель «^перемещает поршень 2. Тем са-
мым устанавливается необходимый зазор между коническим за-
твором поршня и его седлом в корпусе 7. Сжатый воздух, вытес-
няемый пневмодвигателем, подается в канал а, проходит зазор и
уходит в канал б. При этом пневмодвигатель движется со скоро-
стью, определяемой расходом воздуха через установленный зазор
233
в
Рис. 2.113. Пневматические дроссели:
а — игольчатый пневмодроссель и его условное обозначение; б — пневмодроссель с обратным
клапаном и его условное обозначение; в — тормозной пневмодроссель мод. П-ДТ и его услов-
ное обозначение; г — пневмодроссель с глушителем и его условное обозначение
дросселя. Вместе с исполнительным узлом, приводимым в движе-
ние пневмодвигателем, перемещается упор (на рис. 2.113, в не по-
казан), который наезжает на ролик 9 рычага 7. Рычаг поворачива-
ется вниз, уменьшая проходное сечение дросселя (увеличивая со-
противление потоку воздуха из пневмодвигателя). Скорость дви-
жения пневмодвигателя падает, и он плавно тормозится. Время
торможения и его плавность зависят от профиля упора и его дли-
234
ны, контактирующей с роликом. Для реверса двигателя воздух по-
дают в канал б. Своим потоком воздух открывает обратный клапан
3, сжимая пружину 4, и беспрепятственно из канала а идет в пнев-
модвигатель. Когда ролик 9 освободится от действия упора, пру-
жина 5 восстановит настроенное винтом б проходное сечение
дросселя.
Известно, что выпуск сжатого воздуха в атмосферу сопровож-
дается большим шумом. Для снижения уровня шума пневматиче-
ские аппараты часто снабжаются глушителями. Нарис. 2.113, гпо-
казан дроссель, который устанавливается в трубопроводе, выпус-
кающем воздух в атмосферу. Щель дросселя между конической го-
ловкой и корпусом 2 устанавливается поворотом винта 7 в ту или
иную сторону. Сжатый воздух, пройдя из канала А в полость Б,
преодолевает сопротивление дросселя и попадает внутрь сетки по-
лости В, которая разбивает струю воздуха и, оказывая сопротивле-
ние выходу воздуха, снижает скорость истечения воздуха и шум.
Аппаратами, регулирующими величину давления сжатого воз-
духа, являются предохранительные и редукционные клапаны давле-
ния. Основные представители этих аппаратов были рассмотрены в
разделу 2.2. К ним можно добавить часто применяющийся предо-
хранительный клапан с глушителем (рис. 2.114). Он обеспечивает
выпуск сжатого воздуха в атмосферу через глушитель 2при превы-
шении давления сжатого воздуха в канале А выше допустимого,
настраиваемого клапаном 7.
На рис. 2.115 показан редукционный клапан давления, отли-
чающийся от рассмотренного (см. рис. 2.60) тем, что здесь вместо
регулировочного винта 7 и пружины 77 используются мембрана 7
и давление управления ру. Поэтому представляется возможным
дистанционное управление работой клапана. Воздух из канала А
под давлением р0 проходит сетку 2, кольцеобразную щель, образо-
ванную зазором между затвором 3 и корпусом 5, и попадает в вы-
ходной канал Б. При дросселировании воздуха через щель теряет-
ся энергия, поэтому давление р ниже подводимого />0. По каналу В
воздух попадает в полость Е под мембрану, оказывая на нее воз-
действие снизу. Сверху на мембрану действует давление управле-
ния ру. В установившемся режиме работы аппарата на мембрану
сверху и снизу действуют равные силы, которые можно записать в
следующем виде: pySMX - pSK1 - (7пр4 = 0, где 5М1, 5м2 — эффектив-
ные площади мембраны 7 соответственно сверху и снизу;
<7пр4 — сила нерегулируемой пружины 4. Отсюда имеем р =
=pySuX/SM1 — G^S^, т. е. давление на выходе аппарата зависит
от давления управления ру. Меняя его по команде системы управ-
235
Рис. 2.114. Пневматический
предохранительный клапан давления с глуши-
телем и его условное обозначение
Рис. 2.115. Пневматический редукционный клапан давления с дистанцион-
ным управлением и его условное обозначение
Рис. 2.116. Конструктивные схемы пневматических обратных клапанов и их
условное обозначение:
а — с коническим затвором; б — с плоским затвором; в — со сферическим затвором
ления можно установить необходимое давление на выходе редук-
ционного аппарата в соответствии с циклом работы пневматиче-
ского привода. .
К направляющей аппаратуре пневматических приводов отно-
сятся обратные клапаны, пневматические распределители и кла-
паны быстрого выхлопа.
Принципиально пневматические обратные клапаны не отлича-
ются от обратных клапанов гидравлических систем и предназнача-
ются для пропуска сжатого воздуха лишь в одном направлении.
Конструктивно они отличаются многообразием решений. На рис.
2.116 показан ряд возможных исполнений пневматических обрат-
ных клапанов. Основным их звеном является затвор 2 в корпусе 1,
который может быть коническим (рис. 2.116, а), плоским (рис.
2.116, б) с уплотнительным элементом 3 или сферическим в виде
шарика (рис. 2.116, в). Поступая по каналу Л, сжатый воздух пре-
одолевает сопротивление слабой пружины 4 или силу собственно-
го веса шарика и выходит в канал Б. Обратный путь сжатого возду-
ха из канала Б в канал А невозможен. Наиболее прост из них обрат-
ный клапан с шариком 2 (рис. 2.116, в). Однако он устанавливается
лишь вертикально, а для предотвращения перекрытия шариком
выходного канала Б надо предусматривать ограничители его хода,
например, в виде диафрагмы 5.
Для пропуска сжатого воздуха в обоих направлениях применя-
ют управляемые обратные клапаны, принудительным образом от-
237
Рис. 2.117. Управляемые пневматические обратные клапаны и их условные
обозначения:
а — с механическим управлением; б — с пневматическим управлением
Рис. 2.118. Плунжерные пневмораспределители:
а — с механическим управлением; б — с тумблерным управлением; в — с кнопочным управле-
нием
крывающие проход рабочей среды (рис. 2.117). Показаны два спо-
соба — механическое управление открытием пропуска воздуха из
канала Б в канал А (рис. 2.117, а) по команде У и пневматическое
238
управление давлением ру (рис. 2.117, б). Может быть применен и
другой способ управления (например, гидравлический, электро-
магнитный и т. п.).
Пневматические распределители отличаются большим много-
образием конструкционного исполнения. Так, они могут быть
плунжерными (золотниковыми). Их конструкция и принцип дей-
ствия аналогичны гидравлическим распределителям плунжерного
типа (см. рис. 2.108). На рис. 2.118 показаны пневматические зо-
лотниковые распределители типа 5/2 с различным способом
управления. Так, на рис. 2.118, а переключение плунжера 2 в ниж-
нюю позицию осуществляется механически нажатием упора на
путевой переключатель 4, который через толкатель 3 смещает
плунжер 2, сжимая пружину 1. Тем самым изменяется направле-
ние потока сжатого воздуха. Аналогично срабатывают и распреде-
лители с ручным тумблерным (рис. 2.118, б) и кнопочным (рис.
2.118, в) управлением. Надо отметить, что в распределителе с кно-
почным управлением (в отличие от тумблерного) нижнее положе-
ние золотник будет занимать лишь при нажатой кнопке. Стоит от-
пустить кнопку, и плунжер вернется в верхнее положение.
Кроме плунжерных пневматических распределителей, есть
пневмораспределители с плоским затвором (рис. 2.119) и клапан-
ного типа (см. рис. 2.120). В распределителе типа 4/2 с плоским за-
твором 2 его перемещение осуществляется с помощью плунжера 4,
под торцы которого подается сжатый воздух под давлением систе-
Рис. 2.119. Пневмораспределитель с плоским затвором и его условное обо-
значение
239
Р в
Рис. 2.120. Пневмораспределитель клапанного типа мод. В76 и его услов-
ное обозначение
мы управления />у1 и ру2- В правой позиции канал А соединяется с
каналом подвода сжатого воздуха под давлением р, а канал Б с от-
водным каналом В. В левой позиции канал питания р соединяется
с каналом Б, а канал А — с каналом В. Все каналы выведены на зад-
нюю стенку установленной плиты 1. Для предотвращения перете-
чек воздуха из полости питания Гв торцовые полости управления
плунжера на нем установлены уплотнительные кольца 3.
Герметизация стыка затвора с плоскостью плиты / достигается
поджимом самого затвора давлением р в полости Г.
Особенностью пневматического распределителя типа 3/2 с
ручным управлением (рис. 2.120) является клапанный затвор 5, пе-
ремещаемый рукояткой 6. В левом положении рукоятки канал
подвода сжатого воздуха р перекрыт пробкой 3, поджатой к пере-
мычке корпуса 7 пружиной 2. Канал А при этом соединен с кана-
лом В. При перемещении рукоятки 6 в правое положение затвор 5
своим торцом упирается в пробку 3, закрывая канал выхлопа В.
При дальнейшем перемещении вправо он отжимает пробку 3 и тем
самым канал питания р соединяется с каналом А. Возврат в левую
позицию осуществляется действием пружин 4 и 2.
Для увеличения быстродействия пневматической системы
применяют клапаны быстрого выхлопа. Они соединяют опорож-
няющуюся полость пневматического двигателя с атмосферой
кратчайшим путем, в результате давление в пневматическом дви-
гателе почти мгновенно становится равным нулю, и двигатель бы-
стро возвращается назад. Происходит это следующим образом. По
команде системы управления ру распределитель занимает правую
позицию и подключает канал питания р к каналу А клапана быст-
рого выхлопа 5 (рис. 2.121, б). Потоком сжатого воздуха уплотни-
тельный элемент 3 в штуцере 4 поджимается к штуцеру 2 и пропус-
240
Рис. 2.121. Клапан быстрого выхлопа мод. П-КВВ-2.5:
а — устройство; <5—схема включения в пневмопривод
кает рабочую среду в канал Б в корпусе 1 (рис. 2.121, а), а оттуда в
левую полость цилиндра. Поршень совершает рабочий ход. Когда
команда управления системы ру снимается, то распределитель за-
нимает левую позицию. При этом канал питания р перекрывается,
а канал; Л соединяется с атмосферой. Уплотнительный элемент
давлением воздуха в цилиндре смещается вправо и открывает вы-
ход из канала Б в канал Вив атмосферу по кратчайшему пути. Дав-
ление в цилиндре резко падает до нуля, а поршень действием пру-
жины быстро возвращается влево и готов к совершению нового ра-
бочего хода.
С помощью регулирующей и направляющей аппаратуры и ис-
полнительной подсистемы можно создавать простейшие гидравли-
ческие и пневматические приводы и решать различного рода техни-
ческие задачи автоматизации технологического оборудования.
2.4.4. Регулирование скорости двигателей
При работе различного рода технологического оборудования,
оснащаемого гидравлическими и пневматическими системами,
часто возникает необходимость изменения скорости движения ис-
полнительных двигателей.
Существуют два способа регулирования скорости — объем-
ный и дроссельный.
Объемный способ регулирования скорости гидродвигателей за-
ключается в применении регулируемых насосов и гидроцилинд-
ров. Объемным этот способ называют потому, что регулирование
скорости осуществляется путем изменения рабочих объемов насо-
16 - 5845 241
Рис.
2.122. Схема объемного бесступенчатого регулирования
жения гидравлических двигателей
скорости дви-
сов и моторов. Схема объемного регулирования частоты вращения
гидромотора приведена на рис. 2.122.
Регулируемый насос 1 подает рабочую жидкость к регулируе-
мому гидромотору 3. Тогда частота вращения выходного вала гид-
ромотора ®м будет определяться по формуле сом = Сн/Км =
= Инлн/Км, где QH — подача насоса, VH, Км — рабочий объем соот-
ветственно насоса и мотора, пн — частота вращения приводного
вала насоса. Поскольку в схеме применены регулируемые и насос,
и мотор, то в этом приводе частоту вращения вала гидромотора
можно изменять, меняя рабочие объемы и насбса, и мотора. Такое
регулирование может давать диапазон R изменения скорости (от-
ношение наибольшей частоты вращения к наименьшей) более
1000. Регулирование скорости получается бесступенчатым в ши-
роком диапазоне, причем приведенная схема обеспечивает и ре-
версирование привода. Поскольку схема объемного регулирова-
ния скорости представляет собой замкнутую систему, то для вос-
полнения возможных наружных утечек и создания во всасываю-
щей полости регулируемого насоса давления подпора рп
необходимо подключить в схему насос подпитки 2 с предохрани-
тельным клапаном 6. Наличие обратных клапанов позволяет под-
качивать насосом подпитки жидкость во всасывающую полость
основного насоса 7. Если, например, насос 7 начнет качать вниз
(по схеме), т. е. нижний трубопровод станет напорным, а верхний
всасывающим, то насос подпитки будет подавать жидкость через
верхний обратный клапан именно во всасывающий трубопровод
242
(нижний обратный клан будет закрыт действием давления в на-
порной гидролинии). Предохранительные клапаны давления 4и 5
обеспечивают ограничение давления в напорных гидролиниях ос-
новного насоса.
Дроссельный способ регулирования скорости гидродвигателей
заключается в изменении величины подаваемого к двигателю по-
тока рабочей среды путем ее дросселирования. Для этого исполь-
зуются аппараты регулирования расхода — дроссели, источники
энергии в этом случае нерегулируемые. По месту установки дрос-
селя по отношению к двигателю различают дроссельное регулиро-
вание на входе в двигатель, на выходе из него, на ответвлении и
смешанное дроссельное регулирование (рис. 2.123).
Способы дроссельного регулирования «на входе» и «на выхо-
де» (рис. 2.123, а, б) называют последовательным дроссельным ре-
гулированием, так как дроссель в этих случаях включается в гидро-
линии последовательно с двигателем. Дроссельное регулирование
на «ответвлении» (рис. 2.123, в) называется параллельным дрос-
сельным регулированием, потому что дроссель включается в этом
случае параллельно двигателю. Смешанное регулирование (рис.
2.123, г) называют параллельно-последовательным или дроссель-
но-дифференциальным. Название «дроссельно-дифференциаль-
ное регулирование» означает, что этот способ регулирования мо-
жет быть применен только для дифференциальных цилиндров
(эффективные площади левой и правой полостей цилиндра раз-
личные по величине).
Рассмотрим эти способы регулирования. Дроссельное регули-
рование «на входе» (рис. 2.123, а) обеспечивает цилиндру с двусто-
ронним штоком одинаковые скорости движения поршня в обе
стороны (v = Qap/S) при постоянном давлении ря на входе в дрос-
сель, равным давлению настройки предохранительного клапана,
рн — Gnp/Sm. Зависимость скорости от открытия дросселя линей-
ная. Если нагрузка на поршень в виде силы /"переменна по вели-
чине, то это влияет на регулировочную характеристику. Это влия-
ние носит нелинейный характер, причем с ростом нагрузки ско-
рость движения уменьшается. Потребляемая насосом мощность
Л^потр при дроссельном регулировании постоянна и максимальна и
равна 7Vn0Tp = pHQH, где QH — подача насоса.
Дроссельное регулирование «на выходе» (рис. 2.123, б) имеет
одинаковые регулируемые статические характеристики с дрос-
сельным регулированием «на входе». Поэтому считается, что спо-
собы дроссельного регулирования «на входе» и «на выходе» с точки
зрения статики равнозначны. Однако с точки зрения динамики
это неравнозначные способы. При регулировании «на выходе» ра-
16* 243
в г
Рис. 2.123. Схемы гидроссельного регулирования скорости движения гид-
равлических двигателей:
а — последовательное регулирование «на входе»; б — последовательное регулирование «на вы-
ходе»; в — параллельное регулирование (регулирование «на ответвлении»); г — параллель-
но-последовательное регулирование (смешанное или дроссельно-дифференциальное регули-
рование)
бота двигателя происходит при постоянном подпоре в сливной по-
лости двигателя (даже при отсутствии нагрузки F). Этот подпор
повышает и давление в напорной области рн, что в конечном счете
увеличивает частоту собственных колебаний привода регулирова-
нием «на выходе» при прочих равных условиях по сравнению с ре-
гулированием «на входе». Особенно это выгодно в случае знако-
переменной нагрузки F. Поэтому с точки зрения динамики способ
дроссельного регулирования «на выходе» предпочтительнее. Од-
нако потребляемая насосом мощность в этом случае несколько
выше, чем при регулировании «на входе».
Дроссельное регулирование «на ответвлении» (дроссельно-па-
раллельное, рис. 2.123, в) имеет наихудшие по качеству статиче-
ские регулировочные характеристики, так как на величину скоро-
сти чувствительное влияние оказывают утечки насоса и колебание
самой нагрузки, приводящей к колебаниям давления р. Поэтому
этот способ регулирования рекомендуется применять при посто-
янной и небольшой по величине нагрузке F. Положительным мо-
ментом при регулировании «на ответвлении» является прямая за-
висимость потребляемой насосом мощности JVn0Tp от нагрузки:
Л^потр = pQh = var- При отсутствии нагрузки потребляемая мощ-
ность минимальна и растет с ростом нагрузки, а скорость движе-
ния поршня v растет с уменьшением площади проходного сечения
дросселя и пропускаемого им потока Qap.
Дроссельно-дифференциальное (параллельно-последователь-
ное) регулирование скорости (рис. 2.123, г) основано на использо-
вании лишь дифференциальных цилиндров и дает возможность
проводить не только регулирование скорости, но и реверс поршня.
Если в трех предыдущих схемах для реверса нужен был гидрорас-
пределитель, то в этой схеме реверс гидравлического двигателя
осуществляется настройкой самих дросселей. Если изменить на-
стройку одного из дросселей Др1м Др2, то изменится и давление р в
левой полости цилиндра. Вследствие этого нарушится равновесие
сил на поршне (pSx - F + pHS2). Поэтому поршень будет двигаться
в сторону большей силы со скоростью v, зависящей от открытия
дросселей. Например, если перекрывать дроссель Др2 при посто-
янном открытии дросселя Др 7, то давление р начнет возрастать, и
сила, действующая на поршень слева, превысит сумму сил, дейст-
вующих на поршень справа. Тогда поршень будет двигаться впра-
во. Если дроссель Др2 открывать, то поршень будет двигаться вле-
во. Если при постоянном открытии дросселя Др2 уменьшать от-
крытие дросселя Др1, то давление р будет уменьшаться, а поршень
начнет двигаться влево. При увеличении открытия дросселя Др1
поршень начнет двигаться вправо.
245
Дроссельно-дифференциальное регулирование скорости уве-
личивает быстродействие гидравлического привода, особенно в
тех случаях, когда изменение проходных сечений обоих дросселей
взаимосвязано: увеличение одного приводит к уменьшению дру-
гого. Поэтому этот способ регулирования нашел широкое приме-
нение в системах автоматического регулирования, в частности, в
гидравлических следящих (копировальных) приводах. Однако
потребляемая насосом мощность при этом способе регулирова-
ния скорости гидравлических цилиндров максимальна и постоян-
на независимо от величины нагрузки на двигателе.
2.4.5. Реализация схем приводов
Используя регулирующую и направляющую аппаратуру и при-
менив один из известных способов регулирования скорости, мож-
но создавать различные приводы, выполняющие необходимые ус-
ловия работы. На рис. 2.124 показан привод, обеспечивающий же-
сткую остановку гидродвигателя с использованием гидрозамка 3.
При включении распределителя 5 с помощью электромагнитов Э1
и Э2в левую или правую позицию жидкость своим потоком от-
крывает гидрозамок, и совершается ход гидроцилиндра 4 влево
или вправо со скоростью, определяемой открытием дросселя 6,
подсоединенного «на выходе» гидроцилиндра. При включении
распределителя 5 в среднюю позицию (оба электромагнита Э1 и Э2
Рис. 2.124. Гидропривод с гидравлическим замком
246
отключены) подача насоса 1 прекращается, а обе полости гидро-
цилиндра 4 соединяются с баком. Гидразамок запирается и пре-
дотвращает выход рабочей жидкости из обеих полостей гидроци-
линдра, вследствие чего происходит остановка поршня. Клапан
давления 2 обеспечивает поддержание постоянного максимально-
го давления в напорной гидролинии насоса.
На рис. 2.125 показан привод, обеспечивающий последова-
тельную работу двух гидроцилиндров. При выключенном электро-
магните Э распределитель 2 типа 4/2 находится в левой позиции.
Рабочая жидкость от насоса 1 поступает в правую полость цилинд-
ра 5, и его поршень перемещается влево, вытесняя жидкость из ле-
вой полости через обратный клапан 4 и распределитель 2 в бак.
Дойдя до жесткого упора (или до крышки цилиндра), он остано-
вится, что приведет к росту давления перед клапаном 8. При дос-
тижении давлением необходимого уровня, настраиваемого пру-
жиной клапана давления 8, он открывается и начинает пропускать
рабочую жидкость в правую полость гидроцилиндра 6. Его пор-
шень станет двигаться влево, вытесняя жидкость из левой полости
в бак через распределитель 2. При переключении гидравлического
распределителя 2 в правую позицию (включением электромагнита
Рис. 2.125. Гидропривод последовательного действия
247
Рис. 2.126. Гидропривод с независимым регулированием скорости
Э) первым начнет движение гидроцилиндр 6. Жидкость из его пра-
вой полости будет направляться в бак через обратный клапан 7 и
распределитель 2. Как только поршень цилиндра 6остановится на
жестком упоре, возросшее давление откроет клапан давления 3, и
жидкость начнет поступать в левую полость цилиндра 5, который
начинает двигаться. Таким образом, гидроцилиндры совершают
работу последовательно друг за другом. В отличие от предыдущей
схемы (рис. 2.124) клапан давления 9 ограничивает максимально
допустимое давление в напорной гидролинии насоса 7 и в процес-
се работы привода закрыт, т. е. он предохраняет гидравлический
привод от перегрузок (например, когда оба поршня стоят на жест-
ком упоре).
Гидравлический привод (рис. 2.126) осуществляет раздельное
регулирование скорости гидродвигателя при движении в обе сто-
роны. Скорость движения поршня гидроцилиндра 3 с двусторон-
ним штоком регулируется дросселем <?. Поршень гидроцилиндра 3
будет двигаться влево и вправо с одной скоростью v. Остановка
поршня возможна в любом месте при переключении распредели-
теля 2 в среднее положение (электромагниты Э1 и Э2должны быть
в этом случае выключены). Поршень гидроцилиндра 4 с односто-
ронним штоком может двигаться в обе стороны с разными скоро-
стями f! и v2 благодаря различной настройке дросселей аппаратов
248
3
Рис. 2.127. Синхронизация движений двух гидроцилиндров с помощью де-
лителя потока дроссельного типа:
а — схема работы; б — условное обозначение делителя потока
5и 6при переключении распределителя /электромагнитами ЭЗ и
Э4 из левой позиции в правую и обратно. Здесь применен дрос-
сельно-последовательный способ регулирования скорости «на вы-
ходе». Недостаток этой схемы заключается в том, что поршень ци-
линдра 4 совершает движение в обе стороны на всю длину своего
хода. Чтобы обеспечить промежуточную остановку поршня следо-
вало бы вместо распределителя /типа 4/2 применить трехпозици-
онный распределитель (аналогичный распределителю 2). Клапан
давления 9 во время работы привода открыт и обеспечивает под-
держание постоянного давления в напорном трубопроводе насоса
1. Следует отметить также, что порядок работы гидроцилиндров 3
и 4 может быть любым и определяется циклограммой этого приво-
да, реализуемой системой управления.
Часто в гидравлических приводах технологического оборудо-
вания необходимо синхронное движение двух и более гидродвига-
телей. Под синхронным движением гидравлических двигателей
понимают такое движение, при котором изменение условий рабо-
ты на одном из двигателей вызывает одинаковую реакцию обоих
двигателей. Например, если по каким-либо причинам скорость
одного из двигателей уменьшится, то уменьшится и скорость дви-
жения другого, и наоборот. Синхронное движение нескольких
двигателей может достигаться различными методами, например,
применением жестких механических связей, регуляторов расхода,
сумматоров и делителей потоков. На рис. 2.127 показана схема ра-
249
боты гидравлического привода, в котором синхронное движение
двух цилиндров обеспечивается с помощью делителя потока дрос-
сельного типа мод. КД. При подаче жидкости к делителю потока 5
она входит внутрь плавающего плунжера 6, а оттуда через дроссели
ДрЗ пДр! попадает к цилиндру 1 и через дроссели Др4 и Др! к ци-
линдру 3. Их поршни 2, 4, преодолевая нагрузку Fx и F2, движутся
со скоростями vx = Qx/Sx и V2= QrJS2. В цилиндрах устанавлива-
ются давления рх и р2, а у торцов плунжера — давления р3 и р4. При
этом на плунжере устанавливается равенство сил слева и справа, а
сам он занимает в корпусе положение, при котором устанавлива-
ются зазоры hx и Л2. Для этого равновесного положения можно за-
писать уравнения выделившихся из потока QH расходов рабочей
жидкости Qx и (?2:
Qi =^з. -(Рн ~Рз) =^hx ~(р} -рх);
VP VP
2 2
Qi =^4. -(Рн -PJ =^dh2 ~(р4 -р2),
vp VP
где 53 и 54 — площадь проходного сечения дросселей ДрЗ и Др 4 в
виде площади сопел плунжера 6, ц — коэффициент расхода дрос-
селей (ц = 0,62...0,65), р — плотность рабочей жидкости.
Рассмотрим работу делителя при изменении условий на одном
из двигателей. Допустим, что сила Fx (нагрузка) на гидроцилиндре
1 возросла. Тогда вырастет и давление рх(рх = Fx/Sx). Разность дав-
лений р3 — рх уменьшится, уменьшится и поток Qx. Значит, рост
силы Fx вызовет уменьшение и скорости vx поршня 2 гидроцилин-
дра 1. Для поддержания синхронного движения необходимо, что-
бы уменьшилась и скорость v2 поршня 4 цилиндра 3. Это условие
выполняется так. Уменьшение потока Qx вызовет рост давления р3
между дросселями Др1 и ДрЗ. Нарушится равновесие сил на плун-
жере 6, и он начнет смещаться вправо. Вследствие этого умень-
шится и зазор Л2, что приведет к уменьшению потока Q3 (см. урав-
нение потоков) и соответственно скорости г2. Таким образом, рост
силы Fx привел к уменьшению обеих скоростей vx и v2, т. е. реакция
двух гидроцилиндров на изменившиеся условия работы на одном
из них оказалась одинаковой. Смещение плунжера 6 вправо вызо-
вет также рост давления р4. Поэтому процесс перемещения плун-
жера вправо закончится тогда, когда снова наступит равновесие
сил на нем. При этом зазоры hx и Л2 будут иными, давлениярх, р3 р4
тоже другими, а потоки Qx и Q2 несколько меньшими, чем до изме-
250
нения нагрузки F\. Если меняется нагрузка на другом двигателе, то
срабатывание аппарата аналогично рассмотренному выше.
Анализируя работу делителя потока и уравнения расходов Qx и
02, можно установить, что деление потока 0Н на два и 02 зави-
сит от подбора дросселей ДрЗ и Др4. Следует отметить, что син-
хронное движение двух гидравлических двигателей может осуще-
ствляться при разных скоростях v{ и t>2. Кроме того, рассмотрен-
ный делитель потока пропускает жидкость лишь в одном направ-
лении. Поэтому для реверсивных приводов такой делитель потока,
устанавливаемый на входе в двигатели, должен шунтироваться об-
ратными клапанами. Отечественная промышленность выпускает
делители потока мод. КДК со встроенными обратными клапана-
ми, которые позволяют решить задачу реверса без дополнитель-
ных обратных клапанов.
На основе реализации простейших приводов создаются более
сложные схемы гидравлических приводов технологического обо-
рудования. На рис. 2.128 показана упрощенная возможная гидрав-
лическая схема промышленного робота, обслуживающего ка-
кой-либо технологический участок.
Привод содержит пять гидравлических двигателей, приводя-
щих в движение исполнительные органы промышленного робота.
Вертикальный гидроцилиндр 22 осуществляет подъем-опускание
консоли промышленного робота с его рукой и схватом, имеющей
общую массу т и смонтированную на гильзе цилиндра. Скорость
подъема-опускания v{ настраивается дросселем 7. Распределитель
20 типа 4/3 обеспечивает возможность остановки цилиндра в лю-
бом положении при выключенных электромагнитах Э2п ЭЗпо ко-
манде системы управления. Гидрозамок 21 одностороннего типа
предотвращает самопроизвольное опускание консоли робота при
выключенном питании гидросистемы.
Цилиндр 26 обеспечивает выдвижение-втягивание руки робо-
та. Реверс и остановка поршня осуществляется распределителем
23 по команде, поступающей на электромагниты Э7и Э8. Дроссе-
ли 8,9, 70дают возможность заранее настроить привод руки натри
разных скорости v2. Эти скорости будут переключаться автомати-
чески по командам системы управления, поступающим на элек-
тромагниты Э4, Э5, Э6 распределителей 13, 12 и 14 типа 3/2 соот-
ветственно. Дроссель 11 является тормозным и подключается к ра-
боте в нужные периоды функционирования руки робота.
Гидромотор 27является двигателем, обеспечивающим поворот
колонны робота с рукой на необходимый по условиям работы угол
со скоростью nl, настраиваемой дросселями 30и 75. Эти дроссели
251
Рис. 2.128. Примерная схема гидропривода технологического оборудования
зашунтированы обратными клапанами 31 и 32, позволяющими
обеспечить независимое дроссельное регулирование скорости «на
выходе». По команде системы управления электромагниты Э9 и
ЭЮ переключают распределитель 24 в нужную позицию. Непол-
ноповоротный гидромотор 28 поворачивает руку робота со охва-
том на необходимый по заданию угол. Скорость поворота п2 на-
страивается дросселем 16, а направление — распределителем 18
типа 4/2 с помощью электромагнита Э11.
Цилиндр 29 одностороннего действия с односторонним што-
ком является приводом схвата робота, зажимающим деталь. При-
чем, зажим может быть гидравлическим (выдвижение поршня), а
разжим — пружиной цилиндра. Зажим может осуществляться
пружиной, тогда разжим — гидравлический. Команду на за-
жим-разжим выполняет распределитель 19 с электромагнитом
Э12, подавая в цилиндр рабочую жидкость под постоянным пони-
женным давлением, настраиваемым редукционным клапаном 17.
Питание всей гидросистемы осуществляется насосом 2. Фильтр
грубой очистки 1 и нормальной очистки 3 обеспечивают получе-
ние нужного класса чистоты рабочей жидкости. Предохранитель-
ный клапан давления 5 непрямого действия обеспечивает поддер-
жание в напорной гидролинии насоса постоянного давления.
Контроль настройки необходимого давления питания и давления
в цилиндре зажима 29 осуществляется манометром 25, включае-
мым вручную распределителем 4. С помощью гидрораспредели-
теля 6 с электромагнитном Э1 производится разгрузка насоса в
аварийных ситуациях или в наладочном режиме работы гидро-
системы.
Аналогично гидравлическим приводом на базе регулирующей
и направляющей пневмоаппаратуры могут быть созданы и пнев-
матические приводы различного назначения. На рис. 2.129, а по-
казан пневматический привод цилиндра / двустороннего действия
с односторонним штоком. С помощью пневмораспределителя 13
ручного управления типа 5/2 осуществляется реверс пневмоци-
линдра. Дросселем 3 настраивается скорость выдвижения поршня
со штоком. Его движение влево (втягивание штока) осуществляет-
ся с большой скоростью благодаря работе клапана быстрого вы-
хлопа 2. Сжатый воздух под давлением р при этом подается в што-
ковую полость через обратный клапан 4, минуя дроссель 3.
На рис. 2.129, б показан пневматический реверсивный привод
цилиндра 1, в котором изменение направления движения произ-
водится переключением распределителя 5 типа 5/2 путем подачи
Давления управления ру1 или ру2. С помощью дросселей 6 и 7 мож-
253
Рис. 2.129. Пневматические приводы;
а — с клапаном быстрого выхлопа; б — с независимым регулированием скорости; в — с путе-
вым торможением
но независимо настраивать различные скорости движения при вы-
движении или втягивании штока цилиндра 1.
Пневмопривод (рис. 2.129, в) дает возможность тормозить дви-
жение при выдвижении штока. Сжатый воздух под давлением р
подается через левую позицию распределителя 12 в бесштоковую
полость цилиндра 1. Вместе со штоком движется управляющий ку-
лачок 8, а воздух вытесняется из штоковой полости через нижнюю
полость распределителя 11 типа 2/2. В необходимый по циклу ра-
боты привода момент кулачок 8 наезжает на управляющий меха-
низм распределителя 11 и переключает его в верхнюю позицию, в
которой выход воздуха через распределитель закрывается. Поэто-
му воздух направляется в дроссель 9, который создает на пути вы-
тесняемого воздуха сопротивление, вследствие чего происходит
плавное торможение движущегося поршня. Переключив по ко-
манде электрической системы управления распределитель 12 в
правую позицию, сжатый воздух подается через обратный клапан
10в правую полость цилиндра, и происходит реверс двигателя.
На рис. 2.130 показаны схемы реверсивных пневматических
приводов, в которых приведены примеры применения различ-
ных пневмоаппаратов для изменения направления движения
двигателя.
254
Рис. 2.130. Реверсивные пневмоприводы:
а — с распределителем типа 4/2 электрической системы управления; б — с распределителями
типа 3/2 и пневматической системой управления; в — с редукционными клапанами давления
Для осуществления реверса пневмоцилинра 1 или неполнопо-
воротного пневмомотора 2 (рис. 2.130, а) достаточно применить
распределитель 6 типа 4/2. При включении системы управления
электромагнита Э1 распределитель занимает левую позицию и из-
меняет направление движения пневмодвигателей.
Эту же задачу можно решить с помощью пневмораспределите-
лей типа 3/2 с пневматической системой управления (рис. 2.130,
б). При отсутствии команды системы управления в виде давления
управления руХ распределитель 9 находится в правой позиции, в
которой каналы управления пневмораспределителей 7и ^связаны
с атмосферой. Поэтому под действием пружин распределитель 7
находится в левой позиции, а распределитель 8 — в правой. В этом
случае сжатый воздух под давлением р поступает в левую полость
пневмоцилиндра 3 или неполноповоротного пневмомотора 4, а из
правой полости рабочая среда вытесняется через распределитель 8
255
в атмосферу. По команде системы управления в виде давления руХ
распределитель 9 переключается в левую позицию и соединяет по-
лости управления распределителя 7и 8 с трубопроводом питания
р. Распределитель 7 переключается в правую позицию, соединяя
левую полость цилиндра 3 (или пневмомотора 4) с атмосферой.
Распределитель 8переключается в левую позицию и соединяет на-
порный пневмопровод с правой полостью пневмодвигателя, изме-
няя направление движения.
Аналогично работает и пневмопривод (рис. 2.130, в), в котором
для реверса пневмоцилиндра 5 используются пневмораспредели-
тели 10, Пи 75типа 3/2 и редукционные пневмоклапаны давления
12 и 14. Отличие состоит в том, что для возврата поршня пневмо-
цилиндра 5 в левую сторону (втягивание штока) сжатый воздух по-
дается в цилиндр при пониженном давлении рх по сравнению с
давлением питания пневмоприводар. Снижение давления обеспе-
чивается редукционным пневмоклапанном 12 и позволяет эконо-
мить расход энергии. Кроме того, для управления работой пневмо-
распределителей по команде ру1 тоже используется пониженное
редукционным пневмоклапанном 14 давление ру, что также обес-
печивает экономию энергии.
Контрольные вопросы
1. Какая аппаратура называется регулирующей и что к ней относится?
2. От чего зависит величина расхода, пропускаемого дросселем?
3. Каково назначение регулятора расхода и на чем основано его дейст-
вие?
4. Какие функции выполняет предохранительный клапан непрямого
действия?
5. Что такое разгрузка насоса и как она осуществляется с помощью пре-
дохранительного клапана непрямого действия?
6. Может ли редукционный клапан давления применяться в системах за-
жима детали для настройки требуемого усилия?
7. Какой аппарат называется гидравлическим замком?
8. Что такое отрицательное перекрытие гидравлического распределите-
ля?
9. Как понимать условное обозначение распределителя в виде простой
арифметической дроби, например, 4/2?
10. Каково назначение клапана быстрого выхлопа и чем оно достигается
при работе аппарата?
11. Для чего предназначается делитель потока?
12. Как можно осуществить регулирование скорости гидравлических
или пневматических двигателей?
13. Какое регулирование скорости называют дроссельно-дифференци-
альным, на выходе, на входе или на ответвлении?
256
2.5. Информационная подсистема
Задачей информационной подсистемы гидропневмоприводов
является оповещение оператора о величинах давления и расхода
рабочей среды. Получив такие сведения, можно оценить состоя-
ние гидропневматической системы в целом и ее отдельных эле-
ментов.
В состав информационной подсистемы входит контрольно-из-
мерительная аппаратура, которая включает в себя приборы, изме-
ряющие давление рабочей среды, ее расход, температуру, а также
клапаны выдержки времени и другие вспомогательные аппараты.
2.5.1. Аппаратура информационной подсистемы
Основным прибором измерения давления гидравлических и
пневматических систем является манометр, который описан в раз-
деле 2:2.
Сведения об уровне давления дают аппараты, называемые реле
давления. Они нашли широкое применение из-за своей простоты и
возможности автоматизировать работу гидропневмопривода. На
рис. 2.131 показано реле давления, которое может применяться в
гидравлических приводах.
Входное отверстие А в корпусе 1 реле подсоединяется к тому
рабочему каналу гидросистемы, о давлении в котором необходимо
получить информацию. Если давление рабочей жидкости достига-
ет уровня, настроенного путем изменения натяга пружины 3, то
оно, воздействуя через мембрану на поршень 2, создает силу, по-
ворачивающую рычаг 5. При этом происходит замыкание (или
размыкание) электрических контактов в контактной группе 4, и
появляется электрический сигнал о том, что давление в этом кана-
ле достигло необходимого уровня. Появившийся сигнал подается
в систему управления для подключения других гидравлических
устройств или аппаратов или осуществления других действий гид-
росистемы.
Аналогично работают и реле давления пневматических систем.
На рис. 2.132, а показано реле давления мод. РДП-5, в котором ис-
пользуется сильфон 4, установленный в корпусе 3. При достиже-
нии необходимого уровня давления р в канале, подсоединяемом к
штуцеру 7, поршень 6с толкателем 2 перемещается вверх, отжимая
сильфон 4 и пружину 5, и замыкает или размыкает контакты мик-
17- 5845
257
Рис. 2.131. Гидравлическое реле давления модели Г62-2:
а — принципиальная схема; б — конструктивная схема; в — условное обозначение
ропереключателя 1. Появившийся электрический сигнал исполь-
зуется системой управления.
Рассмотренные реле давления относят к реле давления изме-
рительного типа, в котором аппарат реагирует на изменение дав-
ления в контролируемом канале.
Имеются реле давления дифференциального типа, которые
срабатывают при достижении необходимой разности давлений в
двух каких-либо каналах привода (например, в штоковой и бес-
штоковой полостях цилиндра). Реле давления такого типа приве-
дено на рис. 2.132, б [6]. К отверстию А в корпусе /подсоединяется
канал с низким давлением, а к отверстию 7> канал с высоким давле-
нием. Таким образом, на поршень 6 действует давление сверху и
снизу. При достижении заданной разности этих давлений создает-
ся сила, достаточная для преодоления силы пружины 5. Тогда пе-
ремещение поршня вверх передается на штифт микропереключа-
теля 4, связанного с пружинами 7 и 3, и тем самым осуществляется
замыкание или размыкание контактов. Разность давления, при
которой срабатывает реле, настраивается изменением натяга пру-
жины 3 винтом 2.
Для визуального контроля наличия давления применяются ин-
дикаторы давления. Они бывают поршневого и лампового типов и
предназначены для сигнализации о наличии давления в том кана-
ле, к которому они подсоединены.
Индикатор давления поршневого типа (рис. 2.133, а) мод.
В52-11 сигнализирует о наличии давления рабочей среды (сжатого
258
Рис. 2.132. Пневматические реле давления:
а — измерительного типа; б — дифференциального типа
воздуха) выдвижением штока 1 поршня 3, сжимающим пружину 2.
Эта пружина возвращает поршень 3 вниз при падении давления.
Манжетное уплотнение 4 герметизирует рабочую полость.
Индикаторы лампового типа (рис. 2.133, б — г) содержат под-
вижные элементы, окрашенные в яркие цвета, обеспечивающие
четкую индикацию наличия давления в помещении с нормальной
освещенностью. Так, индикатор давления мод. П-ИДС (рис.
2.133, б) имеет подвижный поршень 2 с окрашенным коническим
углублением. При наличии давления поршень 2 поднимается к
прозрачной линзе 7, и появление цвета на линзе свидетельствует
об этом.
В индикаторе давления мод. РУС-1 (рис. 2.133, в) под действи-
ем давления поднимается поршень 7 с шайбой и мембраной, сжи-
мая пружину 2. При этом из-за фигурного выреза в шайбе окра-
шенный флажок 3 поворачивается на 90° и сигнализирует о нали-
чии давления.
Индикатор давления мод. ИП-1 (рис. 2.133, г) имеет эластич-
ную мембрану 7 с окрашенными лепестками 2. Под действием дав-
ления мембрана прогибается и прижимает лепестки 2 к прозрач-
ной линзе 3, что и сигнализирует о наличии давления. Сфериче-
ская линза обеспечивает хороший обзор индикатора как спереди,
и* 259
Рис. 2.133. Пневматические индикаторы давления:
а — поршневого типа; б — г — лампового типа; д — условное обозначение
так и с боков. При отсутствии давления мембрана с лепестками
возвращается в исходное положение под действием упругих сил ее
материала.
Величины параметров гидропневмосистем часто контролиру-
ют с помощью различного рода датчиков, позволяющих их сигнал
использовать непосредственно для управления этими системами.
Величину давления обычно контролируют датчиками давле-
ния. Они могут быть проточными и непроточными (глухими) и ис-
пользовать для измерения давления различные физические эф-
фекты: изменение силы тока, магнитной индукции и т. д.
На рис. 2.134 показаны датчики давления тензометрического
типа. Торец датчика 2 глухого типа (рис. 2.134, а) выполнен в виде
260
Рис. 2.134. Датчики давления:
а — непроточного (глухого) типа; б — проточного типа
б
мембраны 3, на которой наклеены тензометры 4 (электрические
сопротивления, изменяющие свою величину при деформации).
Устанавливается датчик в канал 1 с рабочей средой, давление ко-
торой необходимо проконтролировать. Под действием давления р
мембрана с тензометрами деформируется, вследствие чего меняет-
ся сопротивление и ток, проходящий через них. Подсоединяемые
к тензометру провода 5собираются в жгут би подключаются к уси-
лительной и другой аппаратуре, с помощью которой можно по вы-
данному датчиком сигналу управлять работой гидравлической или
пневматической системы.
Отличие тензометрического датчика давления проточного
типа (рис. 2.134, б) от непроточного состоит в том, что мембраной
3 датчика 2 служит часть его корпуса, выполненная в виде тонкой
стенки, чувствительной к изменению давления р.
Применив записывающую аппаратуру (например, осцилло-
граф), можно получить картину изменения давления в исследуе-
мом участке гидропневмосистемы в течение всего времени ее ра-
боты.
Датчики температуры (рис. 2.135) выдают командный сигнал
при достижении температуры рабочей среды заданной величины.
Устроен он следующим образом. В термобаллоне 4 находится на-
полнитель, чувствительный к изменению температуры, что выра-
жается ростом или падением давления. Изменение давления вос-
принимается сильфоном 3, который при росте давления своим
штоком воздействует на микропереключатель 1. Микропереклю-
чатель выдает командный сигнал о достигнутой величине темпе-
ратуры рабочей среды. С помощью пружины 2 можно настроить
(изменяя ее натяг) необходимый предел температуры, при кото-
рой сработает датчик.
Для измерения расхода рабочей среды используются расходо-
меры, принцип действия которых может быть построен на различ-
261
Рис. 2.135. Датчик
температуры мод.
РТП-1
ных физических явлениях. Так, ротаметры
(рис. 2.136, а) имеют поплавок 2, который под
действием струи рабочей среды поднимается
тем выше, чем больше ее расход, что фиксиру-
ется шкалой 3. Сам ротаметр 1 представляет
собой стеклянный конический стакан (трубку)
с расширяющимся вверх конусом. Таким об-
разом, сила веса поплавка уравновешивается
динамической силой потока рабочей среды.
Недостаток ротаметров — ограниченная
область применения из-за необходимости ос-
торожного обращения, установка только в вер-
тикальном положении, зависимость длины
трубки от величины расхода. Большое распро-
странение получили расходомеры турбинного типа (рис. 2.136, б).
Принцип действия основан на зависимости частоты вращения
турбинки 2 от величины расхода Q. Вращение турбинки через шес-
терни 3 передается на тахогенератор 4, выдающий на выходе силу
тока, пропорциональную расходу жидкости. Такой расходомер
можно устанавливать непосредственно в трубопровод 1 с рабочей
средой.
Для того чтобы произвести изменение направления потока ра-
бочей среды, останов или пуск двигателя через некоторый проме-
жуток времени после подачи управляющего сигнала, применяют
реле времени, называемые клапанами выдержки времени. Они
бывают объемного или дроссельного типов (рис. 2.137).
Рис. 2.136. Расходомеры:
а — ротаметр; б — турбинного типа
262
a
Рис. 2.137. Клапаны выдержки времени:
а — принцип действия клапана объемного типа; б — принцип действия клапана дроссельного
типа; в, г — конструктивные схемы реле времени соответственно объемного типа разработки
ЗИЛ и дроссельного типа разработки ЭНИМС
Если распределитель типа 3/2 находится в верхней позиции
(рис. 2.137, а), то рабочая среда через обратный клапан поступает в
штоковую полость цилиндра 1, поршень которого 2 поднимается
вверх до максимального сжатия пружины 3. Клапан выдержки
времени объемного типа готов к работе. Если по сигналу, пришед-
шему на электромагнит распределителя, клапан выключится, рас-
пределитель займет нижнюю позицию и соединит штоковую по-
лость цилиндра с баком (или атмосферой для пневматических сис-
тем). Под действием пружины поршень начнет вытеснять рабочую
263
среду из цилиндра. Контакты 5 переключатся лишь тогда, когда
поршень опустится вниз, т. е. через промежуток времени, завися-
щий от хода поршня, а он настраивается винтом 4. В клапанах та-
кого типа объем W переменный. Сопротивление демпфера R и
скорость перемещения поршня v постоянны.
Конструкция клапана выдержки времени объемного типа,
предназначенного для осуществления реверса двигателя, приведе-
на на рис. 2.137, в [6].
Рабочая среда поступает в клапан по каналу Л и воздействует на
левый торец плунжера 2 распределителя типа 5/2. Вследствие это-
го плунжер 2 занимает крайнее правое положение и изменяет на-
правление потоков рабочей среды, проходящей через него. С этого
момента начинается отсчет времени выдержки реверсивного дви-
жения. Вместе с этим, рабочая среда проходит через демпфер 1 и
заполняет левую полость Б цилиндра. По мере ее заполнения на-
растает давление у правого торца плунжера 2, имеющего большую
площадь, чем левый торец. Как только сила, создаваемая этим дав-
лением при воздействии на правый торец плунжера 2, преодолева-
ет силу слева, плунжер распределителя сместится влево и вновь
произведет реверс потока рабочей среды на первоначальное. Та-
ким образом, время выдержки до реверса определяется объемом
полости Б, которую можно изменять перемещением поршня 3.
Для этого необходимо вращать винт 4с помощью колпачка 5.
В клапанах выдержки времени дроссельного типа настройка
времени осуществляется дросселем за счет изменения его сопро-
тивления Л (рис. 2.137,6).Объем поршневой полости Wae меняет-
ся. При этом скорость движения поршня будет переменной, зави-
сящей от сопротивления R. Отсчет времени начинается с момента
переключения распределителя типа 3/2 в нижнюю позицию (как
показано на рис. 2.137, б).
Конструктивно реле времени дроссельного типа показано на
рис. 2.137, г. В обычном состоянии клапана, когда не нужна вы-
держка времени, сжатый воздух из подводящего канала Пв крыш-
ке 7 не может пройти на выход в канал отвода О, поскольку затвор 2
поджат пружиной 14 к втулке 3. Канал О при этом связан через
центральные отверстия в толкателе 10 с атмосферой по каналу А.
При подаче командного сигнала в управляющий канал У в крышке
7 сжатый воздух поступает в полость б, а оттуда по каналу Г в по-
лость д над мембраной 9. Под действием давления она прогибается
вниз и перекрывает выход в атмосферу воздуха из полости в по ка-
налу А{. Одновременно с этим воздух из канала Упроходит фильтр
4, игольчатый дроссель 7 и попадает в полость В над поршнем 6.
264
Давление сжатого воздуха здесь начинает нарастать. Когда сила,
создаваемая этим давлением на поршень сверху, преодолевает
силу от давления на поршень снизу и силу пружины 13, поршень
начинает смещаться вниз. Как только затвор 12 отрывается от сед-
ла 77, то полость б через канал Л соединяется с атмосферой. Давле-
ние под поршнем снижается до нуля, а сам поршень быстро пере-
мещается вниз. Манжета 5 садится на седло 77 сверху, закрывая
связь полости б с атмосферой. Толкатель 10 своим торцом упира-
ется в затвор 2, закрывая связь канала О с каналом А (и атмосфе-
рой), и перемещает затвор 2 вниз, сжимая пружину 13. При этом
сжатый воздух из канала 77 начинает проходить в канал О. Такое
состояние клапана сохраняется все время, когда есть командный
сигнал в канале У. Как только этот сигнал снимается, мембрана 9
возвращается вверх, соединяя надпоршневую полость В с атмо-
сферой через канал А{. Поэтому под действием пружины 13 пор-
шень 6 возвращается назад, а затвор 2 поднимается пружиной 14 к
втулке 3. При этом канал 77запирается, а канал О соединяется с ка-
налом А и атмосферой.
Анализируя работу этого реле, нетрудно заметить, что пропуск
сжатого воздуха из канала 77 в канал О начинается через некото-
рый промежуток времени после командного сигнала в канале У,
настраиваемый перемещением игольчатого дросселя 7с помощью
винта 75. Чем больше будет сопротивление дросселя 7, тем больше
будет выдержка времени до начала подачи сжатого воздуха в от-
водной канал О.
2.5.2. Путевые и конечные переключатели
Для автоматического управления движениями исполнитель-
ных двигателей гидравлических и пневматических проводов ши-
рокое применение находят путевые и конечные выключатели (пе-
реключатели). Они обеспечивают получение информации о поло-
жении исполнительных узлов любой машины путем выдачи ко-
мандного сигнала при достижении рабочим узлом машины
необходимого положения.
В зависимости от вида энергии, используемой системой управ-
ления, путевые выключатели выдают сигнал о местоположении
рабочего органа в виде электрического, пневматического либо
другого рода энергии.
Путевые переключатели (выключатели) дают информацию о
достижении отдельных участков пути, а конечные выключате-
ли — о достижении конечного положения рабочего органа.
265
На рис. 2.138, а, б, в показаны путевые переключатели, выдаю-
щие команду в виде электрического сигнала. Это, по сути, кон-
тактные переключатели, обеспечивающие замыкание одних и раз-
мыкание других электроконтактов.
В зависимости от скорости переключения контактов путевые
выключатели могут быть простыми и моментными. На рис. 2.138,
а представлен простой конечный выключатель. На плите 12, изго-
товленной из диэлектрика, размещены неподвижные контакты 1,
5, 9,13 и шток 7(тоже изготовленный из диэлектрика) с перемыч-
кой 3, на которой размещены подвижные контакты 2, 4, 10, 11.
Шток /нагружен пружинами 14, 8 и 6, которые обеспечивают за-
мыкание контактов 4 — 5 и 9—10. В корпусе этого устройства
имеется штифт (на рис. 2.138, а не показан), который расположен
соосно со штоком 7. Движущийся узел наезжает на штифт, кото-
рый смещает шток влево. Вследствие этого контакты 4 — 5 и
9 — 10размыкаются, а контакты 1 — 2и 11 — 73 замыкаются. Ко-
нечный выключатель тем самым выдает сигнал, который можно
использовать для останова или реверса двигателя. Как только узел
отходит от конечного выключателя, пружины возвращают шток
вправо и восстанавливают первоначальное состояние контактов.
Для простых конечных выключателей контактного типа ско-
рость перемещения штока должна быть более 0,4 м/мин [16], что-
бы избежать длительного искрения контактов (возникновение
электрической дуги при размыкании контактов) и их быстрого
разрушения.
Для скоростей движения меньше указанной величины приме-
няют моментный путевой переключатель (рис. 2.138, б) [16]. Дви-
жущийся орган машины наезжает на ролик 7 и поворачивает рычаг
2 влево. Вместе с ним поворачивается и поводок 4, который роли-
ком 72 отводит защелку 6 и тоже поворачивает планку 77. При
этом контакты 7—8 размыкаются, а контакты 9— 7# замы каются с
большой скоростью, что уменьшает вероятность возникновения
длительных электрических дуг. Благодаря плоским пружинам 3 в
форме кольца, связывающим рычаг 2 и поводок 4, угол поворота
ролика 7 может быть выше необходимого для переключения угла
поворота планки 77. Возвращается выключатель в исходное поло-
жение пружиной 5 при прекращении воздействия движущегося
узла на ролик 7.
С целью получения высокой точности срабатывания в качестве
путевого выключателя могут использоваться микропереключате-
ли (рис. 2.138, в). Если нажать штифт 4, то правый конец пружин-
ного контакта 3 отходит от верхнего неподвижного контакта 2 и за-
266
10 9 8
б
г
Рис. 2.138. Путевые и конечные выключатели:
а — простой электрический конечный выключатель, б — моментный электрический путевой
выключатель, в — микропереключатель; г — струйный путевой выключатель; д — пневмати-
ческий конечный выключатель
мыкается с нижним неподвижным контактом 1. Пружинный кон-
такт 3 имеет такую форму, которая обеспечивает срабатывание
микропереключателя лишь при достижении силы на штифте 4 бо-
лее определенной величины. При этом происходит мгновенное
переключение контакта Зиз верхнего положения в нижнее, что ис-
ключает искрение контактов при их размыкании [16]. Для пневма-
тических систем управления могут быть использованы пневмати-
ческие конечные и путевые выключатели. На рис. 2.138, г показан
струйный путевой выключатель. В исходном положении посту-
пающий в канал А сжатый воздух выходит через сопло 1 в прорезь и
267
попадает в сопло 2 и далее в канал управления Б. Если заслонка 3,
закрепленная на движущемся узле машины, войдет в прорезь уст-
ройства, то она перекроет подачу воздуха в канал Б, и давление там
упадет до нуля.
Пневматический конечный выключатель кнопочного типа для
систем среднего уровня давления показан на рис. 2.138, д. У него
могут быть применены два вида выключения, когда канал питания
сжатым воздухом подключается на вход />вх1 либо на вход рвх2 в
крышке 1. Если воздух подается по каналу рвх1, то он попадает в
глухую полость А и никуда пойти дальше не может. Если нажать на
шток 5, то перемещается вверх плунжер 6. Верхним торцом в виде
сопла он упирается в затвор 2 и отжимает его вверх, соединяя вход
/?вх1 с выходом /?вых через полость Б. При этом в канале управления
появляется давление сжатого воздуха, которое используется для
управления приводом.
Если же подавать сжатый воздух в канал />вх2, то он попадает в
полость В между мембранами и по отверстию в плунжере 6 в по-
лость Б и далее на выход рвых. Таким образом, в исходном положе-
нии в выходном канале управления есть давление сжатого воздуха.
Если движущийся узел машины наедет на шток 5, то сместивший-
ся вверх плунжер 6 упирается в затвор 2, закрывая свой централь-
ный канал и перекрывая подачу воздуха в полость Б, и сдвигает его
вверх, открывая выход из канала рвх и полости Б в полость А и далее
в атмосферу по каналу рвых1. Таким образом, по второму виду
включения этого устройства при нажатии на шток 5давление в ка-
нале управления падает до нуля, что тоже может быть использова-
но для управления исполнительными двигателями. Пружина 7
обеспечивает закрытое состояние затвора 2, а пружины 3 и
4 — возврат штока 5 в исходное положение при снятии воздейст-
вия на него. Кроме того, передача перемещения штока 5плунжеру
6пружиной 4 позволяет снизить требования по точности позицио-
нирования подвижного узла по отношению к штоку 5.
В качестве путевых переключателей гидравлических систем
могут использоваться уже рассмотренные выше устройства, а так-
же гидравлические распределители с механическим управлением
(см. рис. 2.110, г).
2.5.3. Управление приводом по положению
На базе конечных и путевых выключателей создаются автома-
тически управляемые по положению приводы. На рис. 2.129, в по-
казан пневматический привод, в котором в качестве путевого вы-
268
1
2
Рис. 2.139. Схема пневмопривода с управлением по положению
ключателя используется пневмораспределитель 77типа 2/2 с меха-
ническим управлением, обеспечивающий изменение скорости
двигателя пневмоцилиндра в определенном месте пути исполни-
тельного механизма. Таким образом, можно осуществить режим
работы по циклу «быстрый подвод — рабочая подача — быстрый
отвод». На рис. 2.139 показан пневмопривод, в котором управле-
ние его работой осуществляется по конечному положению испол-
нительного двигателя. В исходном положении шток 2 цилиндра 7
втянут, поскольку сжатый воздух подается в правую полость ци-
линдра. Конечный включатель 3 в виде распределителя типа 3/2 с
механическим управлением нажат кулачком штока и находится в
верхней позиции. Тумблер 6 в виде пневмораспределителя типа
3/2 с ручным управлением не включен и находится в правой пози-
ции. При включении тумблера 6 сжатый воздух проходит через
верхнюю позицию конечного выключателя 3 к левой управляю-
щей полости пневмораспределителя 7 и переключает его в левую
позицию. Сжатый воздух начинает поступать в левую полость ци-
линдра, а шток цилиндра выдвигается, освобождая конечный вы-
ключатель 3, и своим кулачком нажимает на конечный выключа-
тель 4, переводя его в верхнюю позицию. Сжатый воздух от рас-
пределителя начнет поступать в правую управляющую полость
силового распределителя 7 (левая полость уже соединена с атмо-
сферой через распределитель 3) и переключает его в правую пози-
269
цию. Шток 2 цилиндра втягивается, освобождая конечный вы-
ключатель 4, а в конце своего хода он снова включает верхнюю по-
зицию распределителя 3, и цикл работы привода повторяется. Ав-
томатическая работа будет продолжаться до тех пор, пока тумблер
6 не будет переведен в правую позицию. Тогда движение штока 2
прекратится при его перемещении в крайнее левое положение.
Если при работе такого привода необходим выстой штока в
крайнем правом положении, то тогда на выход конечного выклю-
чателя 4 необходимо подключить клапан выдержки времени 5 (на
рис. 2.139 показано его условное обозначение), а выходной канал
последнего подсоединить к правой управляющей полости распре-
делителя 7 (на рис. 2.139 схема подсоединения показана штрихо-
вой линией). Тогда необходимое для переключения распределите-
ля /давление в его правой полости будет наступать через некото-
рое время, определяемое настройкой дросселя клапана выдержки
времени.
Следует отметить, что для гидравлического привода схема бу-
дет аналогичной.
Контрольные вопросы
1. Назовите назначение и типы реле давления.
2. Каковы назначение и типы индикаторов давления?
3. Что такое клапан выдержки времени и каков принцип его действия?
4. Что такое конечный переключатель?
5. Какие вы знаете типы конечных переключателей и их принцип дейст-
вия?
6. Что представляет собой управление по положению?
2.6. Логико-вычислительная подсистема
2.6.1. Общие понятия
Логико-вычислительная подсистема гидравлических или
пневматических систем приводов является фактически системой
управления, обеспечивающей выполнение исполнительными
двигателями конкретных задач для достижения поставленной
цели. Сама система управления представляет собой совокупность
управляющих аппаратов и устройств, в качестве которых могут
быть приборы, использующие любой вид энергоносителя (элек-
трический, гидравлический, пневматический или их комбина-
270
ция). От степени участия человека в системах управления они мо-
гут быть ручными, полуавтоматическими и автоматическими.
Ручные системы управления предполагают, что все команды
на работу привода подает человек-оператор, воздействующий на
соответствующие устройства.
В полуавтоматических системах управления участие человека
незначительно и сводится в основном к пуску и останову системы,
а также к ряду контролирующих и наладочных функций.
В автоматических системах управления человек нужен лишь
для запуска системы в работу, хотя и это необязательно: есть авто-
матические системы управления, в которых и первоначальный
пуск происходит тоже автоматически.
На работу любой системы управления оказывают влияние раз-
личного рода воздействия, под которыми понимают физические
факторы. Различают задающее, управляющее и возмущающее воз-
действия.
Задающим воздействием называют такое, которое вводится в
систему управления и определяет закон изменения регулируемого
(управляемого) параметра. В качестве задающего воздействия мо-
жет быть какая-либо физическая величина: перемещение, давле-
ние, напряжение электрического тока, сила тока и т. д.
Управляющее воздействие обеспечивает изменение необходи-
мого параметра по заданному закону. Это действие формируется
внутри самой системы с помощью задающего сигнала.
Возмущающим называется такое воздействие, которое нару-
шает заданный закон изменения управляемой величины. К таким
воздействиям относят в первую очередь нагрузку на привод в виде
силы, момента сил и т. п. Возмущающим воздействием на систему
могут быть также изменения параметров окружающей среды (тем-
пература, давление воздуха и др.) и свойств элементов самой сис-
темы управления.
Воздействие, которое влияет на элемент системы управления,
называют входной величиной (или входным сигналом). Входных
сигналов может быть от одного до нескольких.
Выходной величиной (или выходным сигналом) называется
какой-либо параметр на выходе элемента системы, который меня-
ется под действием входного сигнала.
Зависимость выходной величины элемента от входной в уста-
новившемся режиме работы привода называется статической ха-
рактеристикой элемента системы.
271
Во время работы системы управления происходит переработка
входной информации для получения на выходе системы привода
заданного закона и порядка движения его исполнительных двига-
телей или изменения выходных параметров. Для осуществления
этого и саму систему управления можно представить состоящей из
нескольких групп элементов: входные элементы, элементы пере-
дачи информации и выходные устройства.
Входные устройства (элементы) предназначены для ввода в
систему управления внешних (входных) воздействий (сигналов), а
также информации о состоянии и положении исполнительных ме-
ханизмов привода и их двигателей, а также информации о величи-
не контролирующих параметров процесса и т. д.
Устройствами переработки информации являются логические
элементы, обеспечивающие решение различных логических
функций, необходимых для получения заданного закона и поряд-
ка движения исполнительных органов привода.
Выходные устройства предназначены для управления испол-
нительными двигателями. К ним относят и элементы, дающие ин-
формацию о работе самой системы управления.
2.6.2. Входные устройства
Ввод внешних сигналов обычно может быть произведен уст-
ройствами ручного или автоматического ввода информации. Ино-
гда требуется применять устройства преобразования сигналов,
если поступающий сигнал приходит в виде сигнала другого вида
энергии, чем в работающей системе управления.
Для ручного ввода в систему управления внешних команд ис-
пользуют различного рода кнопки и тумблеры.
На рис. 2.140 показаны примеры пневмокнопок и пневмотумб-
леров, применяемых для пневмосистем с разным уровнем давле-
ния.
Так, для систем с низким давлением (до 0,01 МПа) применяют
кнопки со штуцерными входами А и Б. В исходном (не нажатом)
положении сжатый воздух, войдя в устройство (рис. 2.140, а) по ка-
налу А, проходит через демпфер 1, попадает в канал Б и полость Г,
которая соединена отверстиями в корпусе с атмосферой. Посколь-
ку канал Б соединяется с каналом В, то в нем будет атмосферное
давление. При нажатии на кнопку 5 клапан 2 закрывает канал В и
выход в атмосферу. Поэтому при нажатом положении кнопки сжа-
тый воздух из канала А проходит в канал Б и может использоваться
272
как управляющий сигнал. Пружина 3 обеспечивает возврат кноп-
ки, а пружина 4 способствует надежному перекрытию канала В
при возможных колебаниях давления.
Для пневматических приводов со средним давлением
(0,01...0,15 МПа) используют кнопки, которые в отличие от рас-
смотренной выше закрывают выход сжатого воздуха в атмосферу
при нажатом положении, что снижает потери сжатого воздуха и
уменьшает шум при работе. Сжатый воздух подводится по каналу
А в полость затвора 1 (рис. 2.140, б), который перекрывает его вы-
ход в полость Д, ограничиваемую сверху мембраной 3. Вместе с тем
в ненажатом положении канал Б, к которому подсоединяется тру-
бопровод управления, через полость Д, каналы Ги В связан с атмо-
сферой. При нажатии на кнопку -/толкатель 2упирается в затвор 7,
закрывая канал Г и связь полости Д с атмосферой, и смещает его
вниз, открывая проход сжатого воздуха в полость Ди канал управ-
ления Б.
Отличие тумблера (рис. 2.140, в) от пневмокнопки в том, что
тумблер обеспечивает постоянную подачу управляющего сигнала
до последующего его переключения. Кнопка выдает сигнал лишь
Рис. 2.140. Аппаратура ручного ввода внешней информации:
а — пневмокнопка систем низкого давления; б — пневмокнопка систем со средним давлени-
ем; в — пиевмотумблер систем среднего давления
18- 5845
273
при нажатом состоянии, при снятии силового воздействия с кноп-
ки она отключает управляющий сигнал. Работает тумблер анало-
гично рассмотренной выше кнопке. Повернув рычажок тумблера
1 влево до отказа, он смещает штуцер 3 и затем затвор 5 вниз, сжи-
мая пружину 4. При этом соединяются через полость Дканал под-
вода А и канал управления Б, а канал Г, связывающий полость Д с
выхлопным каналом В, закрывается. Такое положение сохраняет-
ся до тех пор, пока рычажок не будет возвращен в исходное поло-
жение. Для крепления пневмотумблера и пневмокнопок к привод-
ной панели используется накидная гайка 2 и крышка 6.
Для пневмосистем высокого давления (0,15...1,0 МПа) в каче-
стве кнопки управления могут использоваться распределители
типа 3/2 с ручным управлением (см. рис. 2.120).
Если входная команда приходит в виде сигнала, использующе-
го другой вид энергии, чем сама система управления, необходимо
применять специальные устройства — преобразователи, согла-
сующие работу элементов системы управления с различным видом
энергии.
На рис. 2.141 показаны преобразователи сигналов одного вида
энергии в другой. Принято, что преобразуемый входной вид энергии
в названии преобразователя идет первым, а вторым — тот вид энер-
гии, в который преобразуется входной сигнал. Так, электропнев-
мопреобразователь изменяет входной электрический сигнал в
пневматический, а пневмоэлектропреобразователь — входной
пневматический в выходной электрический.
Работа электропневмопреобразователя (рис. 2.141, а) происхо-
дит следующим образом. При отсутствии электрического сигнала
сжатый воздух, подводимый в аппарат по каналу А, свободно про-
ходит в канал Б. Как только на катушку электромагнита 7 поступа-
ет электрический сигнал, так якорь 2 перемещается вверх и сдви-
гает затвор 3, сжимая пружину и закрывая сопло 4 канала А. При
этом канал Б соединяется с атмосферой через канал В. Таким об-
разом, электрический сигнал преобразуется в пневматический.
В пневмоэлектропреобразователе (рис. 2.141, б) входной пнев-
матический сигнал преобразуется в электрический. При подаче
сжатого воздуха по каналу А в крышке 7 мембрана 2 прогибается
вверх, сжимая пружину 3 и переключая толкатель 4, который в
свою очередь воздействует на контактную группу 5 и размыкает
(или замыкает) ее контакты.
Пневмогидропреобразователь (рис. 2.141, в) входной пневма-
тический сигнал превращает в изменение направления потока
жидкости, проходящего через распределитель 5, путем смещения
274
Рис. 2.141. Преобразователи входных сигналов:
Д — электропневмопреобразователь; б — пневмоэлектропреобразователь; в — пневмогидро-
преобразователь
Плунжера 6. При подаче сжатого воздуха в канал А мембрана 1,
^Прогибаясь, сжимает пружину 2 и перемещает шток 3, толкатель 4
Й плунжер 6.
} Этот преобразователь легко превращается в пневмомеханиче-
ский. Так, если убрать гидрораспределитель 5, то толкатель Сбудет
Перемещаться на величину, пропорциональную давлению сжатого
f8* 275
воздуха в канале А. Таким образом, в любом преобразователе мо-
жет происходить несколько превращений одного вида энергии в
другой.
Часто для работы того или иного привода необходимо управле-
ние по давлению. Для этих целей используют обычные клапаны
давления (см. рис. 2.125) или специальные клапаны последова-
тельности, которые выдают сигнал управления при возрастании
контролируемого им давления до заданной величины. В некото-
рых случаях клапаны последовательности применяют вместо ко-
нечных выключателей, особенно тогда, когда длина хода поршня
переменна.
На рис. 2.142, а показан клапан последовательности активного
типа, в котором применен дифференциальный поршень 1. По-
лость клапана над верхним торцом поршня с меньшей эффектив-
ной площадью соединяется с напорной полостью рабочего пнев-
моцилиндра, а полость клапана В под нижним торцом поршня 7 с
большей эффективной площадью — с выхлопной полостью рабо-
чего цилиндра. В процессе его движения давление в напорной по-
лости цилиндра меньше, чем при его останове, поэтому поршень 7
удерживается пружиной 2 в верхнем положении. При этом канал
подвода сжатого воздуха П перекрыт затвором 5, а канал отвода в
систему управления О соединен с атмосферой через центральное
отверстие в толкателе 4и каналы Г. При останове поршня силового
цилиндра давление в его напорной полости возрастает, поэтому
поршень 7 с толкателем 4 перемещается вниз, упираясь толкате-
лем в затвор 5, сдвигая его и закрывая центральное отверстие тол-
кателя 4. Вследствие этого сжатый воздух из канала 77 проходит в
канал О и может использоваться для управления движением сило-
вого цилиндра (например, его реверсом). Как только произойдет
реверс силового цилиндра, давление в полости Б падает, а в полос-
ти В — возрастает. Поршень 7 вернется в верхнее положение и пе-
рекроет канал 77 и соединит канал Ос атмосферой (через канал А).
Винт 3 предназначен для настройки давления срабатывания кла-
пана последовательности путем изменения натяга пружины 2.
Клапан последовательности (рис. 2.142, б) относится к аппара-
там стыкового монтажа. Каналы подвода и отвода сжатого воздуха
выведены на нижнюю плоскость аппарата. Выходной канал Б че-
рез паз и центральное отверстие в поршне 6 и окно в крышке 4 свя-
зан с атмосферой. Сжатый воздух подводится в аппарат по каналу
А, который в исходном положении закрыт затвором 10. Давление
276
3
срабатывания клапана последовательности настраивается враще-
нием винта 3 (перемещается гайка 7 и изменяет натяг пружины 2),
прижимающего поршень 6 к затвору 10.
Канал В соединяется с полостью контролируемого аппаратом
давления сжатого воздуха, который заполняет глухую полость а
между мембранами 8 и 9. При достижении контролируемым дав-
лением в канале В заданного уровня за счет разной эффективной
Площади мембран 8 и 9 создается сила, достаточная для преодоле-
ния силы пружины 2, и поршень 6 поднимается вверх, освобождая
затвор 10, закрывая центральное отверстие торцом винта 3 и уп-
лотнением 5. Затвор Юсилой давления в канале Л тоже поднимает-
ся вверх. Сжатый воздух проходит в канал управления Б.
Полость б между мембранами 7 и 8 необходима для режима
контроля разности давлений (дифференциальное включение).
Поэтому второй контролируемый поток сжатого воздуха подво-
277
дится в эту полость и создает препятствующую подъему поршня 6
силу. Срабатывание клапана будет происходить при достижении
заданной разности давлений в полостях а и б.
На рис. 2.143 показана схема привода с управлением по давле-
нию, в котором применен клапан последовательности 4. При
включении тумблера 6 сжатый воздух поступает к левому торцу
пневмораспределителя 7 и переключает его в левую позицию.
Поршень цилиндра 1 выдвигается до конца своего хода, освобож-
дая распределитель 3. При останове поршня давление в левой по-
лости цилиндра возрастает и включает клапан последовательности
4. Последний выдает сигнал в правую полость управления распре-
делителя 7 и переключает его в правую позицию. Шток поршня
втягивается в цилиндр 1 и кулачком 2 нажимает на конечный вы-
ключатель 3 в виде распределителя типа 3/2 с механическим
управлением. Если тумблер остается включенным, то привод воз-
вратно-поступательного движения поршня будет работать в авто-
матическом режиме до тех пор, пока тумблер 6не будет переведен в
правую позицию. Тогда давление у левого торца распределителя 7
станет равным атмосферному, распределитель останется в правой
позиции, а поршень со штоком будет стоять в крайнем левом по-
ложении.
Если клапан последовательности 4 выдает недостаточный по
мощности сигнал управления для переключения распределителя
7, тогда необходимо использовать распределитель 5типа 3/2, кото-
рый переключается выходным сигналом клапана последователь-
Р и с. 2.143. Пневматический привод с управлением по давлению
278
ности и выдает к полости управления распределителя 7более мощ-
ный сигнал от системы питания пневмопривода (схема подсоеди-
нения показана штриховыми линиями).
2.6.3. Устройства обработки информации
В гидравлических и пневматических приводах наряду с элек-
трическими нашли широкое применение пневматические систе-
мы управления. Пневматическая техника надежно работает в ус-
ловиях вибрации, в радиационных и электромагнитных полях, а
также в условиях повышенной загрязненности. Большое достоин-
ство средств пневмоавтоматики и в том, что они дают возможность
достаточно просто осуществить работу привода в автоматическом
режиме непрерывного или циклового управления.
Носителем информации в пневматических системах является
давление сжатого воздуха. Если каждому значению давления соот-
ветствует вполне определенное состояние пневматических уст-
ройств системы и ее параметров, то такую систему называют ана-
логовой.
Аналоговые пневматические системы применяют в основном
для стабилизации параметров управляемого устройства.
Дискретными пневматическими системами управления назы-
вают такие системы, в которых давление воздуха может принимать
лишь два резко отличающихся значения. Это, как правило, атмо-
сферное, обозначаемое «О», и рабочее давление, обозначаемое «1».
Дискретные системы управления обычно применяют для получе-
ния заданной последовательности действия двигателей привода и
связанных с ними исполнительных механизмов, т. е. для создания
цикловых систем управления. Они могут быть реализованы на
пневматических элементах низкого, среднего и высокого давле-
ния.
К элементам низкого давления (0,001...0,01 МПа) относят
пневматические струйные аппараты. Аппаратура среднего давле-
ния (0,01...0,15 МПа) — это мембранная пневматическая техника.
К пневматическим аппаратам высокого давления относятся уст-
ройства золотникового (плунжерного) типа, работающие при дав-
лениях заводской пневмосети от 0,15 до 1,5 МПа.
Порядок разработки принципиальных схем пневматических
систем управления обычно включает в себя следующие этапы [16]:
1. На основе описания работы привода и его циклограммы соз-
дается формализованный алгоритм функционирования системы
Управления.
279
2. По формализованному алгоритму составляется математиче-
ское описание работы системы.
3. По математическому описанию строится структурная схема
системы управления.
4. Выбирается подходящая для реализации структурной схемы
управления аппаратура и проводятся необходимые расчеты эле-
ментов системы управления.
5. На основе выбранного типа аппаратуры для реализации схе-
мы и расчетов проводится корректировка разработанной струк-
турной схемы.
6. Составляется принципиальная схема работы системы управ-
ления.
При проектировании системы управления необходимо учиты-
вать некоторые требования, предъявляемые к пневматическим
приводам.
Система управления должна иметь защиту от перегрузок и ис-
ключать возможность одновременной подачи командных сигна-
лов от устройств ручного и автоматического управления. Она
должна обеспечивать прекращение работы привода на любом эта-
пе цикла (аварийный останов) и пуск его с доработкой цикла или с
начала цикла.
При создании системы управления необходимо применять од-
нотипную аппаратуру, что облегчает обслуживание и ремонт сис-
темы управления.
Входные и выходные сигналы системы управления должны
стыковаться с входными и выходными сигналами различного рода
преобразователей, приборов и устройств.
Система управления должна легко переходить из ручного
управления на автоматическое и обратно, обеспечивать снятие и
введение различных блокировок и отвечать требованиям ремонто-
пригодности.
Важно также обеспечить надежное функционирование пнев-
матических систем управления. Для этого при наличии элементов
с низкой надежностью проводится их резервирование, а также
осуществляется автоматический контроль их состояния.
При создании дискретных систем управления широко исполь-
зуется аппарат математической логики, т. е. алгебра логики, часто
называемая булевой алгеброй (по имени ее разработчика англий-
ского математика Джорджа Буля). Ее основной смысл состоит в
том, что она построена на анализе состояния элемента системы:
включен или выключен. Этим состояниям присваивается обозна-
чение: «1» для включенного, «О» для выключенного состояния.
280
Таким образом, булева алгебра — двузначная алгебра, которая
оперирует двумя цифрами: 1 — есть сигнал управления, 0 — нет
сигнала системы управления. Фактически алгебра логики изучает
связи между переменными, имеющими л ишь два значения — ноль
и единицу.
Все логические функции можно привести к функциям одной
или двух переменных. К функциям одной переменной относят че-
тыре функции. Две из них называются функциями-константами:
Уо = 0 (нулевая функция) vif = 1 (единичная функция). Эти функ-
ции не зависят от значения переменной. Третья функция называ-
ется повторением (или функция «Да») и записывается как f2 = х.
Четвертая функция — инверсия (или иначе функция отрицания,
функция «Не»). Она записывается как f = х.
Обычно значение логической функции записывается таблицей
истинности (рис. 2.144, а).
Функций двух переменных в алгебре логики всего восемь:
— -f4 = х, • х —- конъюнкция (логическое умножение, или
функция «И»), Ее таблица истинности приведена на рис. 2.144, б.
Из нее нетрудно сделать вывод, что эта функция равна «1» лишь
тогда, когда обе переменные равны единице.
— f5 =х{+ х2 —дизъюнкция (логическое сложение, или
функция «ИЛИ»). На рис. 2.144, в показана таблица истинных со-
стояний этой функции, из которой следует, что эта функция равна
Нулю только в одном случае, когда обе переменные сами равны
нулю. _________
— /6 =х, +х2 — стрелка Пирса (инверсия суммы, или функ-
ция «HE-ИЛИ», или функция «НИ-НИ»), Из таблицы состояний
На рис. 2.144, г следует, что эта функция равна единице только то-
гда, когда обе переменные равны нулю. В остальных случаях эта
функция равна нулю.
— /7 =х, -х2 — штрих Шеффера (инверсия произведения,
Или функция «НЕ-И»), Эта функция принимает нулевое значение
Дишь в том случае, когда обе переменные равны единице (рис.
2.144, г).
— Те = х2 <- х, — функция «Запрет» (переменная X! запрещает
Величину х2). Из таблицы истинности (рис. 2.144, г) следует, что
Значение этой функции равно значению переменной х^ лишь то-
гда, когда переменная Xj равна нулю.
— = Xi ® b —- неэквивалентность, неравнозначность (функ-
ция иногда называется «исключающая ИЛИ»). Из таблицы истин-
281
XI 0 1 0 1
Х2 0 0 1 1
л 0 1 1 1
в
*1 0 1 0 1
Х2 0 0 1 1
А 1 0 0 0
<7 1 1 1 0
А 0 0 1 0
*1 0 1 0 1
Х2 0 0 1 1
<9 0 1 1 0
/10 1 0 0 1
1 0 1 1
г д
Рис. 2.144. Таблицы истинности логических функций
ности (рис. 2.144, д') следует, что функция равна единице лишь то-
гда, когда %! или х2 равны единице.
— /]0 = X] ~ х2 — эквивалентность, равнозначность. Функция
имеет единичное значение лишь тогда, когда обе переменные име-
ют одинаковые значения (рис. 2.144, д).
х2 — импликация (включение). Функция имеет
нулевое значение только в одном случае, когда Х] = 1, х2 = О (рис.
2.144, д).
При составлении логических выражений пользуются законами
алгебры логики, которые помогают упростить запись. К ним отно-
сят следующие законы:
— закон нулевого множества: аххх^с3...хп = 0 — конъюнкция
любого числа переменных равна нулю, если хотя бы одна из пере-
менных имеет нулевое значение;
— закон универсального множества: 1 + X! + х2 + ... + хп — 1 —
дизъюнкция любого числа переменных равна единице, если хотя
бы одна из них имеет единичное значение;
— закон двойной инверсии: х — х — двойную инверсию можно
снять;
— переместительный закон: х{х2 = х2х{, х{ + х2 = х2 + х{ — ре-
зультаты выполнения конъюнкций и дизъюнкции не зависят от
того, в каком порядке следует переменная;
— распределительный закон: Xj(x2 + х3) = Х]Х2 +Х[Х3 — конъ-
юнкция относительно дизъюнкции; или X! + (х2х3) = (X! + х2) х
х (х! + х3) — дизъюнкция относительно конъюнкции;
— закон поглощения: x,(xj + х2) = х^ или х^ + х2) • (х! +
+ х3) = X!; илиХ] + Х]Х2 = X!; илиХ] + XjX2 + Х]Х3 + ... + хххп = х^
282
Рис. 2.145. Принцип действия струйного аппарата
закон инверсии х,х2 =Х] + х2 — инверсия коньюнкции равна
дизъюнкции инверсий; или х, +х2 =х1 • — инверсия дизъюнк-
ции равна конъюнкции инверсий.
Все эти законы легко проверяются, заменяя переменные их
значениями, равными «О» или «1».
Для реализации логических функций в реальных пневматиче-
ских системах управления низкого давления и создания на их ос-
нове работоспособных приводов используются струйные аппара-
ты. Принцип их действия основан на использовании физических
эффектов, возникающих при струйном течении воздуха и на жид-
ких рабочих средах.
В отечественном машиностроении (особенно в станкострое-
нии и робототехнике) нашли широкое применение струйные ап-
параты «Волга», принцип действия которых изображен на рис.
2.145.
Поток воздуха Qn с давлением питания рп поступает в прием-
ную камеру и по каналу 1 выходит в камеру со стенками 5 и 9. При
выходе силовой струи питания из канала 1 создается эффект эжек-
ции, вследствие чего давление в пространстве между стенками и
струей становится ниже атмосферного. Это приводит к неустойчи-
вому состоянию струи, и она отклоняется к одной из стенок, до-
пустим, к нижней стенке 9, и будет выходить по каналу 7. В этот
момент часть потока воздуха будет отражаться дефлектором 6 к
стенке 3, что приведет к росту давления р2 и еще большему прижи-
му струи к стенке 9. Кроме того, этому будет способствовать и
уменьшение давления рх из-за ухудшения условий подсасывания
воздуха из окружающей среды в процессе эжекции. Таким обра-
зом, течение струи характеризуется ее «прилипанием» к стенке
(эффект Коанда) и возникновением внутренней обратной связи,
283
создающей перепад давления \р=р2 — Р]И поджимающей струю к
стенке.
Если направить по каналу /^управляющий поток, то произой-
дет соударение двух струй, вследствие которого силовая струя нач-
нет отклоняться в сторону стенки 3. Но при этом увеличатся отра-
жаемая дефлектором часть потока, направляемая к стенке 3, и дав-
ление р2, которое будет препятствовать отклонению силовой
струи. Однако при росте давления ру возникает достаточная сила
соударения, которая преодолеет сопротивления и отклонит сило-
вую струю к стенке 3. Теперь дефлектор 6 будет направлять часть
потока к стенке 9, давление р{ станет больше давления р2, и струя
«прилипнет» к стенке Зи будет выходить по каналу 5. Таким обра-
зом, при некотором значении ру, называемом давлением срабаты-
вания рср, происходит переключение устройства с выхода 7на вы-
ход 5.
По каналу 2 можно подавать управляющий поток для отклоне-
ния струи от стенки 3 к стенке 9, а каналы 4 и <?обеспечивают связь
устройства с атмосферой.
На этом принципе действия построены все элементы системы
«Волга» — и для решения логических функций, и для запомина-
ния сигналов, и для усиления их величины.
Рассмотрим устройство основных струйных элементов «Вол-
га», их назначение и работу.
Струйный элемент «ИЛИ-HE ИЛИ» (рис. 2.146) состоит из
двух неразъемно соединяемых деталей — рабочей платы 7 и крыш-
ки 2с шестью штуцерами 3. На рабочей плате выполнены каналы и
полости, которые соединены с каналами штуцеров. Материал этих
элементов — пластмасса, и их габариты невелики — 52 х 40 х 7 мм.
На наружных поверхностях крышки и платы указаны номера шту-
церов от 1 до 6, модель элемента и его условное обозначение.
Все логические элементы серии «Волга» имеют одинаковые
размеры и обозначения штуцеров. Причем обусловлено, что канал
(штуцер) 7 предназначен для подвода питания, штуцеры 4 и 5 —
это выходные каналы, 2, 3, и 6 — входы для управляющих сигна-
лов. Полости П{ и П2 соединяются с атмосферой с помощью отвер-
стий О в крышке 2.
Струйный элемент «ИЛИ-HE ИЛИ» устроен таким образом,
что при подводе питания струя воздуха сразу «прилипает» к правой
стенке и выходит на выход 4, что показано на условном обозначе-
нии (рис. 2.146, в) прямой линией, соединяющей вход 7 с выходом
284
Рис. 2.146. Струйный аппарат для решения логической функции
«ИЛИ-HE ИЛИ»:
а — устройство, б, в — условное обозначение на структурных и принципиальных схемах соот-
ветственно
4. При подаче управляющих сигналов на вход 2 или 3 или сразу на
оба эти входа силовая струя питания отклоняется влево и выходит
через штуцер 5. Следовательно, на выходе 5 решается логическая
функции «ИЛИ» (дизъюнкция), а на выходе 4, в котором струя
пропадает во всех этих трех случаях поступления командных сиг-
налов, решается функция «НЕ ИЛИ», т. е. инверсия дизъюнкции.
Если обозначить сигналы управления Х{ и Х2, а выходные сигналы
У] и У2, то тогда можно записать: = Хх + Х2, У2 = Х{ +Х2. Канал
со штуцером 6используется для решения функции «Запрет». Если
на вход 6 подать сигнал управления Х3, то он запретит решение
функции «ИЛИ», и на выходе 5не будет сигнала при наличии сиг-
налов Х{ или Х2 или обоих вместе.
Если на этот элемент подавать только один командный сигнал
X, то тогда на выходе 5 он будет решать логическую функцию по-
Вторения(«Да») — У[ — X, а на выходе^/ — логическую функцию
Отрицания («НЕ», инверсия) — У2 = X.
Струйный логический элемент «И-НЕ И» (рис. 2.147) системы
«Волга» внешне не отличается от уже рассмотренного. Однако на
его рабочей плате каналы выполнены несколько иначе: каналы
Сигналов управления Х{ и Х2 вначале попадают в промежуточную
Полость П, а затем выходят из нее в полость течения силовой струи
Питания с давлением рп. Причем, конструктивно это сделано так,
285
4 5
Рис. 2.147. Струйный аппарат для решения логической функции
«И-НЕ И»:
а — устройство; б, в — условное обозначение на структурных и принципиальных схемах соот-
ветственно
что если на элемент будет поступать только один управляющий
сигнал Х1 или Х2, то, попадая в полость П, струя воздуха этого сиг-
нала не сможет выйти из нее в полость силовой струи. И лишь
только при наличии обеих команд Х{ и Х2 в результате их соударе-
ния на выходе полости П появится управляющая струя воздуха,
которая отклонит силовую струю влево. Тогда на выходе Y2 давле-
ние воздуха рп пропадет, на выходе Yj — появится. Тем самым на
выходе Yj решается логическая функция «И» — конъюнкция, а на
выходе Y2 — «НЕ И». С помощью управляющего сигнала Х2 можно
запретить выполнение этих функций.
Для работы двух рассмотренных элементов характерно то, что
при снятии управляющих сигналов Xj и Х2 силовая струя пере-
ключается с выхода 5 на выход 4. Таким образом, решение логи-
ческих функций «ИЛИ» и «И» происходит лишь до тех пор, пока
на входы элемента подаются управляющие сигналы. При отсут-
ствии управляющих команд струйные элементы решают функ-
ции «инверсия дизъюнкции» и «инверсия конъюнкции». Иначе
можно сказать, что эти элементы не запоминают поступившие на
их вход команды.
К элементам, обеспечивающим запоминание команд, отно-
сятся струйные триггеры (рис. 2.148), с помощью которых решает-
ся функция «Память». Каналы на рабочей плате таких элементов
выполнены таким образом, что струя питания, войдя в элемент че-
рез штуцер 1, направляется прямо на дефлектор Д, о который она
разбивается и выходит в атмосферу через полости Пх и П2. Поэтому
для придания работе триггера определенности необходимо его
взвести (выставить). Для этого к штуцеру 3подводится кратковре-
286
a
Рис. 2.148. Струйный триггер:
а — устройство; б, в — условное обозначение на структурных и принципиальных схемах соот-
ветственно
менный сигнал взвода триггера^. При соударении силовой струи
рп и струи Хв, поток воздуха питания отклоняется и «прилипает» к
левой стенке. При этом возникает достаточно высокое давление
обратной связи, вследствие чего струя питания останется «при-
липшей» и будет выходить через штуцер 5даже при снятии сигнала
Хъ. После операции взвода триггер готов к работе. При подаче ко-
манды Х2 на штуцер (вход) 6, силовая струя отклоняется и «прили-
пает» к правой стенке, а на выходе 4 появляется сигнал У2. За счет
действия внутренней обратной связи силовая струя останется у
правой стенки даже при снятии команды Х2. Триггер запоминает
Команду Х2 и выполняет ее до тех пор, пока не наступит новая ко-
манда Д. Тогда струя перебрасывается влево, и триггер запомина-
ет уже команду Zp выдавая на выходе 5сигнал Yt. Так, переключа-
ясь с выхода Y1 на выход У2 и обратно, триггер попеременно запо-
минает команды управления X, и Х2.
Аналогично рассмотренным струйным логическим элементам
работает и струйный усилитель. Ведь поток воздуха сигналов
управления Х} и Х2 по мощности значительно меньше мощности
Потока силовой струи, переключением которой они управляют,
у. Надо отметить, что в струйных системах наиболее широко ис-
пользуются элементы «ИЛИ-HE ИЛИ», потому что с их помощью
Можно решить практически все логические функции. На рис. 2.149
Показано, как с помощью этого элемента можно решить функции
♦Конъюнкции» и «запрета». Для этого используются инверсные
Выходы элементов (т. е. выходы 4). Таблицы истинности этих
функций приведены на рис. 2.144, б, г (функции Д и Д).
287
Рис. 2.149. Примеры реализации логических функций с помощью струйно-
го аппарата «ИЛИ-HE ИЛИ»:
а — конъюнкция; б — запрет; в — память; г — таблица истинности функции «Память»
С помощью струйных элементов «ИЛИ-HE ИЛИ» может быть
осуществлена также функция «Память» (рис. 2.149, в).
При работе такого триггера надо помнить о соревновательно-
сти сигналов управления с сигналами отработки элементов. Если,
например, время подачи команд Х{ и Х2 будет меньше, чем время,
за которое срабатывают два элемента, то триггер не выполнит
свою функцию. Поэтому необходимо, чтобы длительность вход-
ных сигналов была больше времени распространения сигнала по
обратной связи ОС.
К достоинствам струйных систем относят большую надеж-
ность в работе и быстродействие. К недостаткам струйных пнев-
мосистем следует отнести небольшую нагрузочную способность
элементов, что требует установки дополнительных повторителей и
увеличивает число элементов системы, и большие габариты струй-
ной системы управления по сравнению с электронной.
При создании пневматических систем управления средних
давлений воздуха большое распространение получили мембран-
ные приборы универсальной системы элементов промышленной
пневмоавтоматики (УСЭППА). Состав набора элементов
УСЭППА является функционально полным. Любое управляющее
устройство непрерывного действия или любая релейная схема мо-
гут быть построены из этого набора элементов. Каждый элемент
набора выполняет простейшую операцию и не требует дополни-
тельной отладки при включении их в устройство управления. Эле-
288
менты предназначены для монтажа на специальных плитах, внут-
ри которых имеются соединяющие каналы.
Основным элементом УСЭППА является многофункциональ-
ное реле (рис. 2.150). Оно состоит из четырех секций корпуса 1, 2,
3, 4, двух сопл 5 и 10, плунжера 6 и трех мембран 7, 8, 9. Мембраны
делят внутреннюю полость реле на четыре камеры — две проточ-
ные А и Ги две глухие — Би В. Питание воздухом подводится в ка-
меру А через верхнее сопло 10, нижняя камера Г соединяется от-
верстием с атмосферой, а сопло 5 с камерой А и выходом аппарата
Y В камеры Б и Б подается управляющий сигнал или подпор с дав-
лением, равным 0,03...0,04 или 0,07...0,09 МПа. Герметизация ка-
мер обеспечивается при сборке элемента с помощью четырех вин-
тов, стягивающих секции корпуса.
Действие мембранного реле основано на использовании нера-
венства эффективных площадей мембран. Так, если в камеру Бпо-
дать воздух с давлением подпора, то вследствие большей площади
мембраны 8 возникнет результирующая сила, поднимающая
плунжер 6вверх. Торец плунжера, выполняя роль заслонки, закро-
ет сопло 5и подачу воздуха в камеру Л. В то же время камера Г и вы-
ход Y будут связаны с атмосферой. Поэтому на выходе элемента
будет отсутствовать давление, т. е. Y= 0.
При подаче в камеру Б сигнала управления Х(т. е. Х= 1) в ней
создается результирующая сила, смещающая плунжер вниз. При
этом сопло /^открывается, а сопло 5 — закрывается. Связь выхода
с атмосферой прекращается, а на выход аппарата устремляется
воздух из канала питания. Давление в канале Yвырастает до мак-
а
Рис. 2.150. Пневматическое мембранное реле:
а — устройство; б, в —условное обозначение реле мод. П1Р.1 и П1Р.З соответственно
19- 5845
289
симальной величины (Y— 1). Таким образом, при наличии сигна-
ла управления X есть и сигнал на выходе Y, при его отсутст-
вии — на выходе нулевой сигнал. Таким образом, путем описан-
ного подключения каналов элемента получают реализацию логи-
ческой функции повторения («ДА»). Осуществляя различные
вариации подключения каналов управления, подпора, питания,
можно получить реализацию любых логических функций.
В конструкции мембранного реле мод. П1Р.З используется
пружина 11, устанавливаемая в камере Ги обеспечивающая закры-
тое состояние сопла 10 и открытое сопла 5 (рис. 2.150, в). Это из-
бавляет от необходимости создания в глухих камерах давления
подпора, пониженного по сравнению с давлением питания. Одна-
ко при этом несколько снижается быстродействие элемента.
Реализация с помощью элементов УСЭППА некоторых логи-
ческих функций приведена в табл. 2.2.
Таблица 2.2. Примеры реализации логических функций
Логическая функция Реализация логической функции
на мембранных элементах на пневмораспределителях
Повторение «ДА» ъ и Рп 4У = л
У = х А
— Рп*
Инверсия «НЕ» 'Ра ~ У = х хр— X
— gL\l/>
—1 РпМ
Конъюнкция «И» Х2Ъ- ф Рп ,У = Х1-Х2
L 1 м.
х2 А У
Дизъюнкция «ИЛИ» Х1>_ pt>— д' п $У = X1VX2
к y=X]Vx2 1> *1 - L W
1 ДА Рп х2
В системах управления, работающих на средних давлениях,
могут применяться и другие логические аппараты. Например, на
290
Рвых.
б
Рис. 2.151. Логический мембранный клапан разработки СКБ Газприборав-
томатики:
а — устройство; б — условное обозначение
рис. 2.1$1 показан мембранный логический клапан, с помощью
которого можно реализовать логическую функцию «ИЛИ». При
подаче командного сигнала psxl мембрана полости А в крышке 7
прогибается вниз и смещает затвор 3, закрывая верхнее сопло и от-
крывая нижнее. Поэтому сжатый воздух канала рвх1 проходит по
вертикальному отверстию к нижнему соплу и далее на выход рвых в
корпусе 2. Если подавать воздух на вход рвх2 и в полость Б в крышке
4, то аппарат сработает аналогично. Если одновременно подать на
оба входа сжатый воздух, то он пройдет на выход через одно из от-
крытых сопл. Таким образом, решается функция «ИЛИ».
В качестве элементной базы пневматических систем управле-
ния высоких давлений используют пневматические распределите-
ли плунжерного типа. Как правило, это трех- или пятилинейные
реверсивные распределители, принцип действия которых ничем
не отличается от силовых распределителей, рассмотренных ранее.
Примеры решения ряда логических функций с применением
пневмораспределителей приведены в табл. 2.2.
Применение плунжерных распределителей в пневмосистемах
высокого давления имеет ряд достоинств. Так, не требуется реду-
цировать и стабилизировать давление, нагрузочная способность
таких элементов систем достаточно высокая, поэтому не нужны
усилители, срок службы их достаточно высок. Однако габариты
W 291
Рис. 2.152. Логические аппараты систем управления высоких давлений:
а, б, в — для решения логической функции «ИЛИ» с шариковым, клапанным и золотниковым
затворами соответственно; г —для решения логической функции «И»
этих элементов больше, чем струйных и мембранных, стоимость их
также в три-четыре раза выше мембранных и струйных элементов.
Кроме золотниковых распределителей в системах управления
высоких давлений могут быть применены и другие логические ап-
Рис. 2.153. Пневматический усилитель мембранного типа мод. УП-2
292
параты в виде различных клапанов. На рис. 2.152, а показаны кла-
паны для решения функции «ИЛИ» с шариковым затвором. При
подаче сжатого воздуха в каналы А или В или сразу в оба он прохо-
дит на выход Б. Аналогично работают аппараты «ИЛИ» с клапан-
ным (рис. 2.152, б) и золотниковым (рис. 2.152, в) затвором.
На рис. 2.152, г показан аппарат для решения логической
функции «И» в системах высокого давления. Если подавать воздух
в один из входных каналов, например А, затвор 1 закрывает левое
сопло и проход воздуха на выход Б. Вместе с тем, своим штоком,
упирающимся в шток затвора 2, он смещает его вправо, открывая
правое сопло. Если подать воздух в канал В, то он пройдет на выход
Б. Таким образом, на выходе Б сигнал появится лишь в случае по-
дачи сжатого воздуха на оба входа А и В.
2.6.4. Выходные устройства
К выходным устройствам относят те, которые обеспечивают
управление исполнительными двигателями и выдают информа-
цию о состоянии работы элементов самой системы управления. К
таким устройствам относятся усилители, преобразователи сигна-
лов, индикаторы давления.
В системах управления высоких давлений в качестве усилите-
лей могут применяться золотниковые распределители (см. рис.
2.143).
В качестве усилителя систем управления средних давлений,
построенных на мембранной технике, может служить устройство,
показанное на рис. 2.153. Давление питания с высоким уровнем рп
подводится в устройство по каналу А. Управляющий выходной ка-
нал Б в исходном положении связан с атмосферой через канал Г.
Слабый выходной сигнал ру, подлежащий усилению, подводится
по каналу В в полость под мембраной и создает достаточную для
преодоления сопротивления пружины силу. Затвор 2 поднимается
вверх, закрывая нижнее сопло и отсекая канал Б от атмосферы.
Одновременно с этим на выход Б проходит сжатый воздух с высо-
ким давлением рп, что дает возможность произвести переключе-
ние пневматического привода.
В системах управления с низким давлением рабочей среды
применяются струйные усилители, устройство и принцип дейст-
вия которых аналогичен струйным логическим аппаратам (см.
рис. 2.146). Командные сигналы и Х2, подаваемые на вход струй-
ного элемента, маломощные, а управляют потоком сжатого возду-
ха, подаваемым на вход питания по каналу 7, имеющим более вы-
293
сокое давление, которое может использоваться для переключения
элементов системы управления.
К выходным устройствам относят также и преобразователи
сигналов различного вида энергии. Такого рода аппараты приме-
няют и на входе систем управления. Они рассмотрены в разделе
2.6.2 (см. рис. 2.141).
Контрольные вопросы
1. Какие системы управления относят к аналоговым и дискретным?
2. Что называется возмущающим воздействием?
3. Каковы функции одной переменной алгебры логики?
4. Какие функции алгебры логики называют инверсией, дизъюнкцией,
конъюнкцией, памятью и повторением?
5. Что является основным элементом УСЭППА?
б. Для чего предназначаются клапаны последовательности?
7. Изобразите условное обозначение клапана последовательности, логи-
ческого элемента «ИЛИ», струйного элемента «И».
Глава 3
ЭКСПЛУАТАЦИЯ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ
И ПНЕВМАТИЧЕСКИХ ПРИВОДОВ
3.1. Общие понятия
Под эксплуатацией гидравлических и пневматических приво-
дов понимается целенаправленная деятельность персонала по
применению привода, его техническому обслуживанию и ремонту
в процессе работы в реальных условиях [21].
Исходя из этого определения следует, что обслуживающий
персонал должен знать устройство и принцип работы привода и
входящих в его состав узлов, а также порядок действий при техни-
ческом обслуживании привода.
Техническим обслуживанием называется такая работа персона-
ла, которая обеспечивает поддержание привода в работоспособ-
ном состоянии. Техническое обслуживание включает в себя ряд
действий оператора, которые он обязан проводить перед пуском
привода в работу и после ее окончания. Так, перед началом работы
гидравлического привода следует проверить уровень жидкости в
гидравлическом баке, отсутствие наружных утечек и осуществить
работу на холостом ходу. При этом надо убедиться в нормальной
работе гидромашин и аппаратов. После окончания работы приво-
да необходимо очистить штоки гидроцилиндров от грязи и пыли,
втянуть их внутрь цилиндров и осмотреть гидросистему с целью
выявления утечек или каких-либо повреждений. При обнаруже-
нии внешних утечек жидкости необходимо подтянуть соединения
или заменить уплотнительные элементы гидравлических уст-
ройств и агрегатов.
Техническое обслуживание приводов включает также и работы
по основным узлам: гидробаки, ресиверы, гидро- и пневмолинии,
насосы, компрессоры, гидравлические и пневматические двигате-
ли, аппаратура приводов. Сюда относятся и работы по контролю за
состоянием рабочей среды и своевременной замене гидравличе-
ской рабочей жидкости.
295
Обслуживание гидравлических баков в основном заключается
в проверке его состояния и предотвращения попадания внутрь
бака пыли, грязи, стружки и посторонних предметов.
При обслуживании ресиверов обязательно следует соблюдать
сроки их проверки на герметичность и прочность в соответствии
с требованиями к резервуарам, находящимся под давлением.
Проверяется также и состояние аппаратуры, подключенной к ре-
сиверу.
Обслуживание гидро- и пневмолиний обычно заключается в
их осмотре и при необходимости подтягивания соединений для
устранения потерь рабочей среды. Следует обращать внимание на
то, чтобы на трубопроводах не было задиров, рисок, вмятин более
0,5 мм и овальности более 10 % диаметра трубы [17]. Не допуска-
ются скручивание и защемление шлангов.
При обслуживании насосов и компрессоров обращают внима-
ние на свободное и плавное вращение их вала, температуру нагре-
ва, которая не должна превышать допустимую, отсутствие посто-
ронних шумов и внешних утечек рабочей среды.
Техническое обслуживание гидравлических и пневматических
двигателей также состоит в основном из их внешнего осмотра.
При этом обращают внимание на плавность вращения вала гид-
ро- или пневмомотора, на чистоту штоков гидро- и пневмоцилин-
дров, на наличие внешних потерь рабочей среды. При обнаруже-
нии каких-либо повреждений необходимо их устранить.
Обслуживание аппаратуры в основном заключается в их внеш-
нем осмотре, устранении подтеканий рабочей жидкости или по-
терь сжатого воздуха (для пневмоаппаратуры), регулировании и
настройки аппаратов на нужные параметры, замене уплотнений.
При обслуживании фильтров необходимо своевременно удалять
отстой из корпуса, промывать фильтрующие элементы (сетки,
пластины, магниты) или заменять их новыми. Фильтрующие эле-
менты сетчатых фильтров промывают через 200—300 ч работы,
магнитосетчатых — через 200 ч, магнитных — через 500 ч, а ткане-
вых — через 150—200 ч [15]. Пластинчатые фильтры обычно очи-
щают каждую неделю работы.
В пневмоприводах используют влагоотделители, которые не-
обходимо регулярно осматривать и своевременно удалять конден-
сат. При наличии автоматического конденсатоотводчика надо
следить за исправностью его работы. Фильтрующие элементы
фильтров пневмосистем тоже промывают. Нормальную работу
фильтров можно восстановить путем пропускания сжатого возду-
296
ха или промывочной жидкости в направлении, обратном рабочему
потоку.
Обслуживание рабочей жидкости гидроприводов заключается
в периодической проверке ее загрязненности и рабочих свойств,
ее смене в соответствии с требованиями по эксплуатации гидро-
привода. В процессе эксплуатации гидропривода необходимо не
допускать попадания в рабочую жидкость воды или каких-либо
технологических жидкостей, пыли, стружки, грязи или других
примесей. Особенно тщательно необходимо соблюдать эти усло-
вия при заправке гидробака рабочей жидкостью.
Во время работы гидравлического и пневматического при-
водов возможны сбои в их работе по причине возникновения раз-
личного рода неисправностей. Эти сбои могут быть по причине
допущенных ошибок при проектировании, создании или эксплуа-
тации привода. Отказ в работе может быть связан: с наличием в
гидропневмосистеме скрытых дефектов, которые не были выявле-
ны при изготовлении и сборке узлов привода; с внешними воздей-
ствиями на привод, значительно превышающими по величине
расчетные значения, принятые при проектировании привода.
Сбой в работе приводов может быть вызван также и причинами ес-
тественного старения материалов и износом деталей [21].
В связи с возникающими сбоями в работе приводов появляется
необходимость выявления неисправности и ее скорейшего устра-
нения путем ремонта или замены вышедшего из строя узла или от-
дельной детали. Для этого важно знать методы поиска неисправ-
ностей и приемы их скорейшего ремонта. Быстрому нахождению
неисправностей способствуют знания о возможных причинах вы-
хода из строя того или иного узла, формы представления техноло-
гического процесса, а также сведения о характерных неполадках,
возникающих при работе гидравлических или пневматических
приводов.
3.2. Характерные неисправности
гидравлических приводов
Гидравлическую аппаратуру, насосы и гидродвигатели изго-
тавливают с высокой точностью, строго соблюдая технические ус-
ловия на их производство. Вместе с тем во время работ гидросис-
тем ее элементы все время омываются минеральным маслом, что
способствует отводу теплоты, уносу продуктов износа, хорошему
297
смазыванию сопрягаемых деталей. Поэтому при соблюдении пра-
вил эксплуатации (своевременные обслуживание элементов при-
вода и смена отработавшей рабочей жидкости) гидропривод рабо-
тает надежно в течение длительного времени, определяемого его
сроком службы.
Возможные сбои в работе гидросистем могут возникнуть из-за
различного рода дефектов, которые были допущены при изготов-
лении элементов гидропривода и проявившихся лишь во время ра-
боты того или иного узла, а также из-за нарушений, допущенных
при обслуживании гидропривода (например, недостаточная
фильтрация рабочей жидкости при заправке гидросистемы).
Рассмотрим некоторые возможные неисправности в работе
гидравлического привода, причины их возникновения и возмож-
ные пути устранения неполадок [15, 19].
1. После включения гидропривода его двигатель не начал движе-
ние.
Причинами такого сбоя могут быть следующие:
1а — насос не подает в гидросистему рабочую жидкость;
16 — недостаточна величина давления в напорной гидролинии
насоса;
1в — не включился в нужную позицию управляющий движе-
нием двигателя гидрораспределитель;
1 г — жесткое препятствие на пути движения гидродвигателя.
Каждая из описанных причин, в свою очередь, может быть вы-
звана рядом неисправностей внутри самой гидросистемы.
Причина 1а (отсутствие подачи насоса) может быть вызвана не-
правильным направлением вращения приводного вала насоса.
Следует проверить его и при необходимости произвести реверс на-
соса. Если неисправность отсутствует, тогда надо проверить уро-
вень рабочей жидкости в баке и при необходимости долить чистое
масло.
Отсутствие подачи насоса может быть вызвано засорением
фильтра или самой всасывающей трубы. В этом случае необходи-
мо заменить фильтр или прочистить трубу.
Насос не будет также качать жидкость, если имеется подсос
воздуха во всасывающей гидролинии или нарушена герметич-
ность насоса. Тогда необходимо проверить надежность соедине-
ния всасывающей трубы с насосом, а также высоту установки вса-
сывающего патрубка, который должен быть опущен под уровень
масла. При нарушении герметичности всасывающей полости на-
соса ее необходимо восстановить.
298
Еще одной причиной отказа в работе насоса может быть очень
большая, не соответствующая условиям работы, вязкость жидко-
сти. В таком случае надо ее заменить на требуемую.
Причина 16 (нет требуемого давления) может быть вызвана от-
сутствием подачи насоса по уже рассмотренным причинам, непра-
вильной настройкой предохранительного клапана насоса, изно-
сом насоса, большими утечками в трубопроводе, неисправностью
клапана давления, повышенными утечками в гидравлическом
двигателе и т. п. Предохранительный клапан давления должен
быть настроен на давление, превышающее рабочее на 10—15 %.
Если при проверке давление ниже требуемого, то следует затянуть
регулировочный винт клапана и поднять давление. Износ насоса
приводит к снижению его коэффициента подачи. Поэтому следует
измерить подачу насоса на холостом ходу и под нагрузкой. Если
коэффициент подачи контролируемого насоса ниже номинально-
го, то его необходимо заменить новым насосом.
Большие утечки в трубопроводе могут быть вызваны плохим
прилеганием элементов соединения труб или разрывом их стенок.
Поэтому надо осмотреть трубопроводы, проверить плотность за-
тяжки соединений и в случае необходимости устранить причину
утечек рабочей жидкости.
Неисправность клапана давления может быть вызвана застре-
ванием затвора (плунжера) клапана в открытом состоянии. Для
ликвидации этой неисправности надо разобрать клапан и устра-
нить причину заклинивания (загрязнение, перекос, поломка пру-
жины и т. д.).
Повышенные утечки в гидродвигателе могут быть вызваны
значительным износом его деталей или выходом из строя уплотни-
тельных элементов. В таком случае надо либо заменить двигатель
новым, либо заменить изношенные детали.
Причина 1в (несрабатывание гидрораспределителя) может
быть вызвана разрывом электроцепи включения магнита управле-
ния положением плунжера распределителя или обрывом в катуш-
ке электромагнита, заклиниванием сердечника электромагнита
или самого плунжера распределителя, а также возможным одно-
временным включением обоих электромагнитов управления (если
распределитель управляется двумя электромагнитами). Для устра-
нения этих неполадок надо проверить исправность электрических
цепей управления распределителя или разобрать распределитель и
наладить его работу.
Причина 1г (жесткое препятствие на пути движения гидродви-
гателя) может быть вызвана посторонним предметом на направ-
299
ляющих, по которым движется узел машины под действием гидро-
двигателя, неисправность гидродвигателя (перекос, вызывающий
заклинивание поршня в цилиндре, поломка элементов гидромо-
тора или т. п.), чрезмерная затяжка планок или клиньев направ-
ляющих, по которым перемещается приводимый гидроприводом
узел, и т. п. В таких случаях необходимо осмотреть привод и устра-
нить неполадки.
2. Начавший движение узел машины, приводимый гидродвигате-
лем, не сумел дойти до конца своего хода.
Причинами такого сбоя могут быть следующие:
2а — на пути движения узла возникли механические препятст-
вия, по аналогии с уже рассмотренной причиной 1г;
26 — самопроизвольное переключение линейного гидрорас-
пределителя, управляющего направлением движения гидродвига-
теля. Эта неполадка может быть вызвана выходом из строя фикса-
тора (при наличии такового), сбоем в системе управления, подавшей
ошибочный сигнал на переключение распределителя, пропаданием
напряжения на электромагните управления гидрораспределителем
или поломкой самого распределителя;
2в — падение давления в напорной гидролинии, питающей
гидродвигатель. Этот случай и причины его возникновения рас-
смотрены при описании неполадки 1в;
2г — неисправность самого гидрораспределителя, вызванная
заклиниванием его плунжера (золотника) или выходом из строя
возвратной пружины;
2д — разрыв цепи питания электромагнита, управляющего
гидрораспределителем, или обрыв в его катушке.
3. Резкое возрастание шума при работе гидравлической системы.
Хотя эта неисправность не вызывает останова в работе приво-
да, однако несвоевременное устранение этой неполадки может
привести к поломкам гидросистемы и выходу из строя всей гидро-
фицированной машины.
Причинами такой неисправности могут быть следующие:
За — засорение всасывающего фильтра или всасывающего
трубопровода. В этом случае надо проверить фильтр и трубу и очи-
стить их;
36 — подсос воздуха при работе насоса, возможный во всасы-
вающей трубе или в самом насосе. Он может быть вызван недоста-
точным уровнем масла в гидробаке (тогда следует долить масло)
или неисправностью уплотнительных элементов насоса, которые
надо заменить;
300
Зв — подача рабочей жидкости с пузырьками воздуха. Надо
найти причину попадания воздуха в масло. Ею могут быть потеря
работоспособности самого масла из-за его старения или окисле-
ния (надо сменить масло на новое), вспениваемость масла из-за
неправильной установки сливной трубы, недостаточный уровень
масла в гидробаке;
Зг — выход из строя сапуна в гидробаке, что вызывает наруше-
ние в нормальной вентиляции бака. В этом случае необходимо
проверить сапун (воздушный фильтр) и при необходимости про-
чистить его или заменить новым;
Зд — излишний шум при работе самого насоса, что может слу-
жить сигналом к проверке надежности крепления насоса и его со-
единения с приводным электродвигателем, а также к проверке са-
мого насоса (возможна поломка его деталей);
Зе — чрезмерный шум при работе клапана давления, что может
быть вызвано его неисправностью или неправильным выбором
типа клапана (например, выбран клапан прямого действия вместо
клапана давления непрямого действия);
Зж — вибрации трубопроводов и аппаратов вследствие ослаб-
ления их крепления. Надо тщательно закрепить аппараты и скобы
крепления труб;
Зз — возникновение в трубопроводах турбулентного режима
течения рабочей жидкости, что может быть вызвано заниженным
по диаметру выбором труб, наличием перегибов трубопроводов
или их деформацией. Поэтому необходимо провести осмотр тру-
бопроводов и устранить причины возникновения турбулентности
потока.
4. Неравномерное движение гидродвигателей.
Причинами такого сбоя могут быть следующие:
4а — содержание в рабочей жидкости нерастворенного воздуха
в виде пузырьков и воздушных мешков. Это может быть вызвано
уже рассмотренными причинами 36 и Зв, которые следует устра-
нить. Кроме того, надо на холостом ходу выпустить воздух из гид-
росистемы (например, ослаблением затяжки соединений трубо-
проводов);
46 — неравномерная подача жидкости насосом вследствие по-
ломки его рабочих деталей, сопровождающаяся повышенным шу-
мом насоса;
4в — плохая смазка направляющих, по которым движется ис-
полнительный орган, приводимый гидродвигателем, или их чрез-
мерная затяжка;
301
4г — настройка предохранительного клапана на давление,
близкое к рабочему, что может вызвать слив жидкости в бак при
колебании рабочего давления;
4д — неправильная (с перекосом) установка гидравлического
двигателя. Надо проверить монтаж и при необходимости испра-
вить;
4е — при знакопеременной нагрузке на двигателе отсутствие
необходимого давления подпора в сливной гидролинии.
5. Повышенный нагрев рабочей жидкости.
Причинами такой неполадки могут быть следующие:
5а — неисправность в работе системы охлаждения. Необходи-
мо проверить работу терморегулирующей аппаратуры и циркуля-
цию охлаждающей жидкости;
56 — повышенное давление в сливных гидролиниях. Надо
проверить настройку гидравлических клапанов;
5в — неправильный выбор насоса с подачей, значительно пре-
вышающей необходимую для работы привода;
5г — неисправность в работе переливного клапана в режиме
разгрузки насоса, осуществляемого предохранительным клапаном
непрямого действия, или отсутствие такого режима при останов-
ках гидродвигателя. Надо проверить работу разгрузочного устрой-
ства, при необходимости прочистить жиклеры (демпферы) такого
устройства. Предусмотреть разгрузку насоса при нахождении дви-
гателей в покое.
6. Падение (снижение) скорости движения гидродвигателя при
действии нагрузки.
Причины такой неисправности могут быть вызваны:
6а — увеличенными утечками жидкости в гидросистеме, что
может свидетельствовать о повышенном износе в элементах гид-
равлической системы, выходе из строя уплотнительных устройств
или снижении вязкости жидкости из-за ее перегрева. Необходимо
найти эти неполадки и устранить их;
66 — загрязнением рабочей жидкости или засорением фильт-
ров. Необходимо заменить масло, прочистить саму гидросистему,
а также сменить фильтрующие элементы;
6в — засорением щелей дросселирующих устройств и клапа-
нов. Необходимо проверить их работу и при необходимости устра-
нить неполадки;
6г — неудовлетворительной работой регуляторов расхода,
призванных стабилизировать скорость движения при переменной
нагрузке на гидравлических двигателях. Следует проверить их ра-
боту и при необходимости отремонтировать регуляторы расхода.
302
7. Наружные утечки рабочей жидкости в гидравлических двига-
телях.
Причинами их являются:
7а — перекос крышек при их затяжке;
76 — разрыв эластичных уплотняющих элементов крышек;
7в — износ уплотнений;
7г — появление задиров, царапин и других повреждений на
элементах гидродвигателей, приводящих к проникновению рабо-
чих жидкостей наружу. Устранение этих утечек связано с периоди-
ческим осмотром гидродвигателя и своевременным их обслужива-
нием, в первую очередь, заменой уплотнительных элементов и
устройств.
Встречаются и другие неисправности в работе гидросистем
(например, повышение давления в напорной гидролинии, нерегу-
лируемость скорости движения и т. д.), которые вызываются выхо-
дом из строя аппаратов или неправильной их регулировкой или
настройкой.
3*3. Методика поиска неисправностей
Поиск неисправностей всегда связан с необходимостью тща-
тельного анализа работы всей гидросистемы в целом и ее отдель-
ных узлов, агрегатов и аппаратов. Поэтому этот процесс достаточ-
но сложен, трудоемок и требует высокой квалификации и опыта
обслуживающего персонала.
Поиску неисправностей способствует ряд методик. К каким
методикам относят анализ различных форм технологического
процесса (хронологическая, векторная, графическая, табличная),
функциональных схем гидравлических систем, циклограмм рабо-
ты привода и схемы потоков гидравлической системы.
Хронологическая форма представления технологического
процесса имеет в виду последовательную запись действий элемен-
тов системы от ее запуска до окончания работы.
Векторная форма является одной из графических методик
представления хода технологического процесса.
К графической форме представления хода процесса относят и
функциональные диаграммы и схемы, показывающие состояние
аппаратов в тот или иной такт циклограммы работы гидравличе-
ского привода. Однако для составления функциональных диа-
грамм и схем аппаратура должна изображаться в полуконструктив-
ном виде, что увеличивает трудоемкость их составления.
303
16 17 18 19
Рис. 3.1. Упрощенная гидравлическая схема участка автоматической линии
Удобны для отыскания неисправностей гидропривода схемы
потоков жидкости, поскольку по ним можно установить, какой
аппарат участвует в работе в каждый конкретный период цикла ра-
боты гидравлической системы.
Схема потоков представляет собой условную запись пути дви-
жения рабочей жидкости по элементам гидросистемы. Для состав-
304
Таблица 3.1 Запись схемы потоков
Такты работы по цик- лограмме Таблица состояния электромагнитов (н— вклю- чено, выключено) Схема потоков
Э1 Э2 эз Э4 Э5 Э6 Э7 Э8
1 + — — — — — + — 1, 21, 2, 25, 6, 26, 8, 35, 15л, 36, 16л, 16п, 37, 15л, 34, 1 5, 20, 1 1, 22, 3, 24, 7, 27, 11, 29, 12л, 42, 19л, 19п, 43, 12л, 28, 1
2 — + — — — — + — 1, 21, 2, 25, 6, 26, 8, 35, 15п, 37, 16п, 16л, 36, 15п, 34, 1 —5, 20, 1 1, 22, 3, 24, 4, 23, 1
3 — — — — + — + — 1, 21, 2, 25, 5, 20, 1 1, 22, 3, 24, 7, 27, 13л, 40, 18л, 18п, 41, 13л, 31, 10, 30, 1 ^~4, 23, 1
4 — — — — — + + — 1, 21, 2, 25, 5, 20, 1 1, 22, 3, 24, 7, 27, 13п, 41, 18п, 18л, 40, 13п, 31, 10, 30, 1 ^~4, 23, 1
7 + + 1, 21, 2, 25, 5, 20, 1 1, 22, 3, 24, 7, 27, 14п, 39, 17п, 17л, 38, 14п, 33, 9, 32, 1 Ц1, 29, 12п, 43, 19п, 19л, 42, 12п, 28, 1 —4, 23, 1
ления схемы потоков нужно обозначить все устройства гидропри-
вода и трубопроводы (рис. 3.1). Обычно сначала обозначают все
гидравлические устройства, присваивая гидробаку № 1, далее все
насосы, аппараты и двигатели гидросхемы. После этого обознача-
ют трубопроводы.
Условная запись движения потока рабочей среды выражается
перечислением всех элементов гидравлической схемы, по кото-
рым жидкость течет при всасывании из бака и дальнейшем сливе в
этот же бак для каждого из тактов циклограммы. Циклограмма ра-
боты привода по схеме (рис. 3.1) показана на рис. 3.2. Она пред-
ставляет собой графическое изображение состояния гидравличе-
ских двигателей в тот или иной такт цикла работы привода. При-
чем работа двигателя показывается наклонным отрезком прямой,
а его покой — горизонтальным. Например, во время такта 1 (рис.
3.2) двигатели 16 и /9 работают, а двигатели 17, 18 не работают; во
время такта 3 движется гидроцилиндр 18, а двигатели 16, 17 и 19
находятся в состоянии покоя.
При составлении схемы потоков необходимо учитывать пози-
цию, в которой находятся гидравлические распределители. Обыч-
но это можно представить в виде таблицы состояния электромаг-
нитов управления распределителем. Включенное состояние элек-
тромагнита обозначается математическим знаком «плюс», а вы-
ключенное — знаком «минус». Учитывая изложенное, схема
потоков для 1, 2, 3, 4 и 7 тактов приведена в табл. 3.1. Если при те-
чении жидкости ее поток разветвляется, то на схеме это показано в
виде дополнительной ветви, идущей от разветвляющегося трубо-
провода. Например, на такте 1 — это ветвь от трубопровода 25, а на
также 7 — от трубопроводов 24 и 27.
Имея под рукой схему потоков и зная тот такт цикла работы
гидропровода, на котором произошел сбой в функционировании,
легко определяются те аппараты и участки трубопроводов, в кото-
рых возможна неисправность. Таким образом значительно сужа-
ется область поиска неисправности и облегчается анализ причин
отказа в работе.
3.4. Диагностика гидравлических
и пневматических приводов
«Диагностикос» в переводе с греческого означает «способный
распознавать». Диагностика технических систем подразумевает
определения характера состояния какой-либо технической систе-
306
мы по косвенным признакам или параметрам ее работы [20]. Бла-
годаря диагностике можно обнаружить дефекты конструкции и
неисправности на ранней стадии, когда они еще не привели к по-
тере работоспособности.
Процесс выявления возможных дефектов в работе техничес-
кой системы проводится без остановки работы привода и без раз-
борки каких-то ее узлов или агрегатов, что экономит время и сни-
жает расходы на поддержание системы в работоспособном состоя-
нии. Вместе с тем диагностирование технической системы позво-
ляет повысить коэффициент использования машины, сократить
расходы на ремонт оборудования и исключить аварийные ситуа-
ции [20].
Значение диагностики особенно велико для анализа работы
автоматизированных технологических систем, когда участие чело-
века в таких системах незначительно, что исключает возможность
непосредственной оценки состояния системы оператором или на-
ладчиком. В таких случаях для целей диагностирования применя-
ются разнообразные технические средства и системы, которые мо-
гут быть объединены в техническую диагностическую систему.
Техническое состояние любой системы, в том числе и гидрав-
лической, оценивается с помощью тестового, функционального и
виброакустического методов диагностирования.
Под тестовым диагностированием понимается такой процесс
анализа состояния системы, когда на вход гидравлического приво-
да подаются специальные команды, называемые тестами, а о со-
стоянии привода судят по реакции данного привода на эти коман-
ды. Для работоспособного привода реакция привода должна быть
вполне определенной, соответствующей тому или иному тесту.
Функциональное диагностирование заключается в оценке со-
стояния пневмогидросистемы по ее функциональным параметрам
(давлению, расходу, коэффициенту полезного действия, скорости
ит. п.), величина которых должна соответствовать входным воз-
действиям на систему.
Под виброакустической диагностикой понимается оценка со-
стояния технической системы по косвенным признакам неис-
правностей, выражающимся в появлении вибрации элементов
системы, нарастающему акустическому шуму и т. п. Для этого за-
писывается спектр возникших колебаний и проводится его тща-
тельный анализ с целью выявления аномальных колебательных
процессов и источников их появления.
Тестовое и виброакустическое диагностирование проводят
обычно для анализа технического состояния элементов гидравли-
20*
307
ческой системы (насосов, двигателей, аппаратов). Функциональ-
ное диагностирование проводят для технической системы в целом.
Проведя то или иное диагностирование и оценив состояние
системы в целом или ее агрегатов, можно осуществить своевре-
менный ремонт оборудования. Проведение ремонта гидравличе-
ских агрегатов и аппаратов имеет свои особенности, которые спе-
циалисту-ремонтнику необходимо знать.
3.5. Ремонт гидравлических
и пневматических приводов
Целью ремонта гидравлических устройств и аппаратов являет-
ся чаще всего восстановление рабочих зазоров до требуемых вели-
чин, устранение повреждений поверхностей контактирующих де-
талей и восстановление их прежней формы [6]. Основные характе-
ристики гидравлических машин зависят от величины зазоров и их
формы, поскольку от них, в свою очередь, зависят утечки рабочей
жидкости. В процессе длительной эксплуатации гидравлических
устройств величина этих зазоров из-за износа контактирующих
деталей увеличивается и в какой-то период работы становится не-
допустимо большой. Но вместе с этим изменяется и форма зазора
(например, концентричный кольцевой зазор становится некон-
центричным, что приводит к увеличению утечек почти в 2,5 раза).
Тогда-то и необходимо провести ремонтно-восстановительные
работы.
Ремонт насосов и гидромоторов. В процессе работы таких гид-
равлических машин шестеренного типа большому износу подвер-
гаются валы и зубья шестерен, опорные втулки и корпуса. Торцы
шестерен также подвержены сильному износу, на них могут поя-
виться зазоры и канавки, что приводит к значительным утечкам
жидкости. Поэтому износ торцов шестерен устраняют их шлифо-
ванием с соблюдением требований по перпендикулярности плос-
кости торца оси шестерни.
Если износ зубьев шестерни значителен, то такие шестерни за-
меняют новыми.
Изношенные валы шестерен заменяют новыми, а изношенные
торцы опорных втулок подшлифовывают.
При сборке ремонтируемого насоса необходимо контролиро-
вать силу зажима крышек насоса крепежными винтами, чтобы не
308
допустить перекос крышек или чрезмерный зажим вала насоса
(проверяется по легкости его поворота).
В пластинчатых насосах и гидромоторах наибольшему износу
подвергаются статорные кольца, пластины и роторы. Изнашивае-
мые статорные кольца в виду значительных дефектов обычно не
ремонтируют, а изготавливают новые. Однако их изготовление
представляет собой сложный и дорогой технологический процесс.
Ротор пластинчатых насосов сложен и требует очень больших
затрат при ремонте своими силами. Ведь надо устранять износ па-
зов ротора, цапф и торцов ротора. Не имея специализированного
оборудования, трудно провести его качественный ремонт.
При ремонте пластин также необходимо выдерживать очень
жесткие требования по точности, качеству поверхности и массе,
что требует больших затрат.
Поэтому гидравлические машины пластинчатого типа эконо-
мически нецелесообразно ремонтировать своими силами [6].
Ремонт гидромашин радиально-поршневого типа заключается
в восстановлении изношенных ротора, поршней, реактивных ко-
лец, оси и распределительной втулки.
Ремонт аксиально-поршневых насосов и гидромоторов сло-
жен и трудоемок. Поэтому обычно проводят восстановительный
ремонт лишь ряда деталей. Например, устраняют износ поверхно-
стей сопряжения цилиндрового блока и опорного диска путем
шлифования и последующей притирки.
В эксцентриковых (кулачковых) насосах большому износу
подвержены отверстия в корпусе под плунжеры, клапаны и экс-
центриковый вал. Отверстия под поршни притирают, сами порш-
ни при больших радиальных зазорах заменяют новыми. Изношен-
ные клапаны также заменяют новыми, доводя.их до полного кон-
такта с поршнями. Шейки эксцентрикового вала можно подшли-
фовать под подшипники несколько большего размера.
Ремонт гидроцилиндров. Необходимость ремонта гидроцилин-
дров возникает при значительном изменении скорости движения
из-за внутренних перетечек жидкости из одной полости в другую,
вызванных ростом зазора между поршнем и гильзой цилиндра. Ре-
монт необходим и тогда, когда увеличиваются наружные утечки
через уплотнение штока и крышки цилиндра. Это недопустимо не
только из-за потерь рабочей жидкости и снижения скорости, но и
из-за загрязнения оборудования, повышения пожароопасности и
ухудшения экологической обстановки на рабочем месте.
Износу при работе гидроцилиндров подвергается внутренняя
поверхность гильзы цилиндра. Отверстие гильзы может принять
309
овальную форму, а на внутренней поверхности появятся риски и
задиры. Ремонт заключается в растачивании отверстия гильзы с
последующей специальной обработкой с соблюдением жестких
требований по прямолинейности образующей цилиндра, конус-
ности, овальности и бочкообразности.
Штоки с поврежденной наружной поверхностью, контакти-
рующей с уплотнительными элементами, обычно заменяют новы-
ми. При их изготовлении надо выдерживать жесткие допуски по
овальности, конусности, непрямолинейности, а рабочие поверх-
ности — полировать.
Износ поршней проявляется в изменении размеров и формы
канавок под уплотнительные кольца и наружного диаметра. Изно-
шенные канавки обычно протачивают под новые поршневые
кольца. При изготовлении новой гильзы поршень тоже протачива-
ют при соблюдении всех технических требований.
На поршневых кольцах в процессе работы гидроцилиндра мо-
гут возникнуть продольные риски. Их форма изменяется, что при-
водит к снижению герметичности уплотнения.
Изношенные поршневые кольца заменяют новыми или изго-
тавливают при ремонте гидроцилиндра, соблюдая допуски по ши-
рине, диаметру, а также проводя необходимую термообработку.
Важно, чтобы упругость кольца при максимальном сжатии была в
пределах 20...30 Н, а зазор в замке не превышал 0,15 мм [6].
Если на поршне устанавливают резиновые уплотнительные
элементы, то при их монтаже нельзя допускать перекосов и повре-
ждений поверхности элемента. Для облегчения установки резино-
вых колец надо использовать специальные оправки и смазывать
поверхности трения.
Ремонт гидравлической аппаратуры. Качество работы гидравли-
ческих аппаратов зависит от величины зазоров подвижных соеди-
нений (золотниковых пар) и качества их сопрягаемых поверхно-
стей. Высота зазоров в гидравлических распределителях составля-
ет 8... 30 мкм (в зависимости от диаметра плунжера и функциональ-
ного назначения аппарата), в гидравлических клапанах давления —
15...35 мкм, в регуляторах потока — 2...20 мкм [6].
Характерные признаки износа — риски, задиры, ухудшение
шероховатости поверхности, изменение геометрической формы
отверстия или плунжера.
Отверстие корпуса аппарата под плунжер (золотник) восста-
навливают развертыванием и дальнейшей притиркой. Если изме-
нение размера отверстия превышает 0,2...0,3 мм, то отверстие при
зю
восстановлении растачивают или шлифуют. При этом необходимо
выдерживать требования по точности и шероховатости.
Если отверстие в корпусе ремонтируется, то плунжеры для та-
кого корпуса заменяют новыми.
Плунжеры после обтачивания шлифуют и притирают, выдер-
живая жесткие нормы по конусности, овальности, огранке, соос-
ности шеек, биению, шероховатости поверхности.
Значительному износу подвергаются детали гидроаппаратов,
работающие в ударном режиме. К ним относят различного рода
клапаны (давления, обратные) с шариковым или плунжерным за-
твором. Их ремонт заключается в замене изношенных запираю-
щих элементов и их седел. Необходимо изготавливать затвор и сед-
ло из материалов различной твердости, что улучшает герметич-
ность аппарата. Из менее твердых материалов изготавливаются
обычно седла клапанов [6].
В процессе работы аппаратов изменяются свойства материала
пружин, что приводит к необходимости их замены новыми. Пру-
жины изготавливают из пружинной проволоки с соблюдением
всех требований технологии.
Следует отметить, что характер износа пневматических уст-
ройств и аппаратов аналогичен рассмотренным в гидросистемах.
Однако надо учитывать, что пневматическая техника работает в
условиях худшей смазываемости и повышенной коррозии, вызы-
ваемой конденсатом влаги. Поэтому работа пневмосистем должна
осуществляться под повышенным контролем обслуживающего
персонала и при строгом соблюдении всех требований правил экс-
плуатации таких систем.
Своевременное проведение ремонта гидравлической и пнев-
матической техники повышает надежность гидравлической систе-
мы и срок ее службы.
3.6. Монтаж и наладка гидравлической
и пневматической систем
Работа любой гидравлической или пневматической системы
начинается лишь после ее монтажа, наладки и испытаний. Уста-
новка узлов, агрегатов и аппаратов требует от монтажников знания
монтируемой техники и основных приемов сборки элементов гид-
ропневмосистемы.
зи
Известно, что гидравлическая техника имеет чрезвычайно ма-
лые зазоры, которые при возникающих деформациях корпуса мо-
гут быть нарушены. Поэтому важным является процесс крепления
таких гидравлических устройств, который должен быть проведен
при соблюдении равенства моментов сил затяжки крепежных вин-
тов, болтов, шпилек и т. п. Проводя крепление, следует периоди-
чески проверять перемещение подвижных деталей гидромашин и
аппаратов (валов, плунжеров и т. д.) и отсутствия их защемления.
Особенно тщательно надо проводить крепление аппаратуры сты-
кового монтажа, которые на присоединяемых плоскостях имеют
расточки под уплотнительные кольца. Перекос при установке та-
кой техники недопустим, также недопустима и перетяжка крепеж-
ных винтов, приводящая к деформации уплотнительных колец и
нарушению герметичности стыка.
Трубопроводы устанавливают обычно после закрепления ап-
паратуры. Гибку трубопроводов необходимо проводить в специ-
альных приспособлениях, чтобы избежать деформации внутрен-
него диаметра трубы и не создавать дополнительные местные со-
противления. Особенно тщательно необходимо контролировать
качество деталей арматуры (штуцеры, ниппели, накидные гайки,
тройники и т. п.).
Монтаж гибких трубопроводов (шлангов, рукавов) необходи-
мо проводить без скручиваний, чрезмерных изгибов, соблюдая
правила их установки в соответствии с рис. 2.52.
Изложенные требования следует учитывать и при монтаже
пневматических систем. В качестве дополнений можно указать на
то, что перед монтажом пневмоэлементов их следует очистить от
консервационного материала (чехлы, бумага, консистентная
смазка).
При установке пневмоаппаратов необходимо обращать внима-
ние на направление потока сжатого воздуха по аппарату, не пере-
путать вход и выход аппарата. Обычно на корпусе аппарата стрел-
кой показано направление течения рабочей среды. Кроме этого
надо помнить, что некоторые аппараты (маслораспылители, вла-
гоотделители и др.) надо устанавливать вертикально.
При монтаже как гидравлической, так и пневматической тех-
ники надо располагать ее таким образом, чтобы доступ к ней был
легким (на случай обслуживания, замены и т. п.) и был возможен
визуальный контроль их состояния.
После монтажа гидравлических и пневматических систем при-
ступают к их наладке и пробному пуску.
312
Для гидросистем необходимо заполнить бак рабочей жидко-
стью требуемого по руководству эксплуатации качества и объема.
При этом вначале надо проверить чистоту гидробака, а затем за-
лить масло через фильтр. Предохранительный клапан насоса ре-
комендуется установить на минимальное давление. После этого
проверить легкость вращения вала насоса. Затем гидравлические
распределители ставят в нейтральное положение, дроссели за-
крывают.
Проделав эти операции, осуществляют пробный кратковре-
менный пуск насоса и контролируют направление вращения вала
насоса (оно должно соответствовать указанному в руководстве по
эксплуатации насоса). Убедившись в правильности вращения вала
насоса, запускают насос на более длительное время и осматривают
гидросистему на возможность выявления неплотностей в соедине-
ниях и других возможных дефектов. Кроме этого, необходимо вы-
пустить из гидросистемы воздух через специальные пробки или
ослабить гайки крепления соединений. Затем по манометру под-
нимают давление, регулируя клапан давления, и контролируют
гидросистему на наличие внешних утечек жидкости. При этом не-
обходимо соблюдать осторожность и проконтролировать состоя-
ние гидроцилиндров, не допускать их несанкционированного пе-
ремещения.
Если гидросистема не имеет дефектов, то можно установить
рабочее давление, опробовать работу распределителей, переклю-
чая их в разные позиции, отрегулировать дроссели на требуемую
скорость движения гидродвигателей, проверить работу фильтров и
других аппаратов. Следует обратить внимание и на уровень масла в
баке. При необходимости его следует долить до требуемого уровня.
Затем осуществляют наладку величин перемещения гидродвигате-
лей, настройку реле давления и другой аппаратуры.
Аналогичны работы при пуске и наладке пневматических при-
водов. Если привод имеет индивидуальный компрессор, то снача-
ла проверяют его работу. Затем настраивают редукционный пнев-
моклапан, реле давления и времени. Дроссели настраивают на ми-
нимальную скорость движения пневмодвигателей. Проверяют
также работу пневмораспределителей, тормозных устройств и дру-
гой пневмотехники.
После проверки работы пневмосистемы в ручном режиме осу-
ществляют контроль автоматического цикла работы привода.
При отсутствии замечаний по работе пневмосистема или гид-
росистема сдается в эксплуатацию.
313
3.7. Основные правила эксплуатации
гидравлических и пневматических приводов
Для осуществления безотказной работы гидравлического или
пневматического привода обслуживающий персонал должен вы-
полнять при эксплуатации приводов определенные правила и тре-
бования.
К ним относятся [7, 17]:
— периодическая регулярная проверка соответствия работы
гидрофицированного оборудования или пневмопривода заданной
циклограмме при номинальных нагрузках на двигателях;
— установление соответствия скоростей движения двигателей,
давления, времени цикла и его тактов, длины перемещения испол-
нительных органов и других параметров указанным в циклограм-
ме работы;
— регулярная проверка герметичности соединений и уплотни-
тельных устройств;
— периодический контроль состояния фильтров и другой
вспомогательной аппаратуры и своевременная замена фильтрую-
щих элементов, очистка отстойников и т. п.;
— проверка контрольно-измерительной аппаратуры и свое-
временное их тестирование;
— надежная защита гидробаков, узлов гидропневмопривода от
попадания пыли, грязи и других загрязнителей;
— регулярная (ежедневная) проверка уровня масла в баке;
— периодическая проверка состояния ресиверов пневмоси-
стем;
— регулярная (в соответствии с руководством по эксплуата-
ции) замена рабочей жидкости и фильтров;
— периодическое удаление из гидросистемы нерастворенного
воздуха.
При проведении этих операций необходимо строго соблюдать
требования, изложенные в руководящей документации на гидро-
пневмосистемы и отдельные их узлы и аппараты.
Опыт показывает, что соблюдение всех правил и рекоменда-
ций обеспечивает надежную работу гидропневмосистем во время
всего периода их эксплуатации, указанного в технической доку-
ментации.
314
Контрольные вопросы
1. Что представляет собой техническое обслуживание?
2. Что может быть причиной отсутствия подачи насоса?
3. Какие неисправности гидросистемы приводят к падению давления?
4. Чем может быть вызван сильный шум при работе гидравлического
привода?
5. Каковы основные причины неравномерного движения гидродвигате-
лей?
6. Какие известны методы поиска неисправностей?
7. Что такое гидравлическая схема потоков?
- 8. Что называется диагностикой технических систем?
9. Каковы методы технического диагностирования?
10. Какие основные особенности монтажа гидравлических устройств и
аппаратов?
11. В чем особенности монтажа пневмотехники?
12. Каковы основные действия при пробном запуске гидропневмосисте-
мы?
13. В чем заключается наладка гидропневмосистем?
14. Какие основные правила эксплуатации необходимо соблюдать при
работе гидропневматических систем?
Глава 4
ГИДРО- И ПНЕВМОСИСТЕМЫ
ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ
4.1. Системы смазки
4.1.1. Смазочные материалы
Область применения смазочных материалов обширна. Пра-
вильно выбранный смазочный материал способствует работе ме-
ханизмов машины в целом с высоким КПД, уменьшает износ тру-
щихся поверхностей деталей, увеличивает срок службы и повыша-
ет надежность, предохраняет ее поверхности от коррозии. Жидкие
масла уносят часть теплоты с нагретых деталей машины, т. е. вы-
полняют функции смазывающих и охлаждающих технологиче-
ских средств (СОТС).
В спецификациях конструкций машины в технических усло-
виях на ее эксплуатацию указывают тип и марки используемого
смазочного материала.
Наиболее распространены три вида смазочных материалов:
жидкие минеральные масла, пластичные смазки (консистентные
пасты) и твердосмазочные материалы. Для специальных условий
работы в качестве материалов применяют силиконовые жидкости
на основе различных кремнийорганических соединений.
Смазочные материалы подаются к трущимся поверхностям де-
талей машины и ее механизмов, чтобы путем создания смазываю-
щих пленок уменьшить площадь непосредственного контакта по-
верхностей деталей или полностью избежать его, уменьшив, таким
образом, коэффициент трения и связанные с ним потери. Если ко-
эффициент трения смазанных поверхностей находится обычно в
пределах от 0,1 до 0,2, то при полном жидкостном трении, т. е. в
том случае, когда трущиеся поверхности разделены смазочным
слоем, он не превышает, как правило, величины 0,002...0,01 в за-
висимости от свойств смазочного материала и условий трения.
Смазочная жидкость, протекая между трущимися поверхностями,
значительно улучшает теплоотвод. Это обеспечивает нормальную
работу трущейся пары. Сухое трение, которое имеет место при от-
носительном движении несмазанных поверхностей, связано со
значительным износом в паре трения, и его необходимо избегать.
316
Основные функции смазочного материала заключаются в сле-
дующем: обеспечении низкого трения; отводе теплоты от трущих-
ся частей; удалении продуктов износа из зоны трения и в предот-
вращении попадания инородных частиц в зазор между поверхно-
стями трущихся деталей; защите деталей от коррозии (минераль-
ные масла).
Минеральные масла. Смазочные материалы на минеральной
основе используют для смазывания й охлаждения, переноса теп-
лоты (теплоносители), в качестве рабочих жидкостей для гидрав-
лических систем и т. п.
Смазочные масла на минеральной основе подразделяют на
группы по химическому составу в зависимости от вида сырья, из ко-
торого они изготовлены. Масла одинакового состава различают по
характеру очистки и способу производства. По условиям использо-
вания выделяют две основные группы масел — конструкционные и
технологические. К первой группе относят моторные, трансмисси-
онные, компрессорные, индустриальные, турбинные, цилиндро-
вые, вакуумные и специальные (судовые, приборные, осевые и др.);
ко второй — масла, применяемые при обработке металлов.
В зависимости от физико-химических свойств установлены
сорта масел.
Основными показателями качества масла являются скорость
износа контактируемых поверхностей деталей, нагрузка, заеда-
ние, коэффициент трения и приработочные свойства. Вспомога-
тельными характеристиками являются: вязкостно-температурная
зависимость, химические свойства (антикоррозийность), вспени-
ваемость, высоко- и низкотемпературные свойства, окислитель-
ная стабильность, диаэрация, совместимость с материалами уп-
лотнений.
Для определения пригодности масла к эксплуатации в услови-
ях пониженной температуры важным показателем является тем-
пература застывания, устанавливаемая опытным путем: если фор-
ма мениска испытуемого масла при наклоне пробирки диаметром
15... 17 мм на 45° не изменяется в течение 1 мин, то температуру,
при которой масло выдерживает такое испытание, считают темпе-
ратурой застывания.
Важной характеристикой масла при работе в различных усло-
виях является химическая стойкость, показателями которой явля-
ются: кислотное число, характеризующее коррозионные свойства;
зольность, характеризующая наличие несгораемых веществ в мас-
ле; коксовое число, показывающее способность масла к нагарооб-
317
разованию; термоокислительная способность, характеризующая
способность масла к лакообразованию.
Под стабильностью масла понимают способность масел про-
тивостоять окислению при повышенных температурах. К маслам
предъявляются высокие требования в отношении наличия в них
механических примесей (абразив, вода и т. д.), а также антизадир-
ных свойств.
В масла добавляют специальные присадки для улучшения их
свойств и пригодности для работы в тяжелых условиях. Присадки
могут улучшать те или иные основные свойства масла (вязкость, ан-
тикоррозийные, антизадирные, антиокислительные и т. д.) отдель-
но или некоторые свойства одновременно — многофункциональ-
ные присадки. К наиболее распространенным многофункциональ-
ным присадкам относят АзНИИ, ЦИАТИМ-1, ЦИАТИМ-339 и
др., которые добавляют в различных количествах в основные мас-
ла. Обычно количество присадок к маслам не превышает 5...6 %.
Замену масел при первом запуске станков осуществляют после
200... 1000 ч работы, затем сроки замены увеличиваются до
2000...5000 ч. Через шесть месяцев следует делать анализ масел для
определения их пригодности. Идеальные условия эксплуатации
масел — при температуре 30...45 °C, удовлетворительные — при
температуре 45...55 °C. Эксплуатация при температуре более
55 °C, но не выше 65 °C возможна при более частой замене масел.
Пластичные смазки. Основу пластичных смазок составляют
минеральные масла, загущенные мылами (кальцием или натрие-
выми) нежирных кислот или немыльными загустителями. Эти
смазки служат для защиты поверхностей от коррозии и уменьше-
ния потерь на трение в механизмах. Наиболее распространены
мыльные смазки (кальциевые, натриевые, литиевые, алюминие-
вые и т. д.). Состав загустителя определяет свойства смазки.
Пластичные смазки обеспечивают: снижение трения и износа
в подшипниках оборудования в широком диапазоне температур
при длительной эксплуатации; механическую стабильность (спо-
собность сохранить первоначальные свойства после деформиро-
вания) и предотвращение попадания воды и абразивных частиц,
например, в подшипниках смазка распределяется тонким слоем и
образует снаружи уплотнение, препятствующее вытеканию смаз-
ки и попаданию загрязнений; защиту от коррозии; поглощение
незначительного количества загрязняющих примесей, не ухудшая
функциональных свойств; широкий температурный диапазон от
-70 °C до 350 °C.
318
Теплостойкость, прочность, влагостойкость, стабильность и
содержание механических примесей определяют физико-химиче-
ские свойства консистентных смазок. Наиболее важной характе-
ристикой является теплостойкость смазок, определяемая темпе-
ратурой каплепадения. Смазки с температурой каплепадения ни-
же 65 °C образуют класс низкоплавких смазок, в диапазоне темпе-
ратур 65... 100 °C — класс среднеплавких смазок, и выше 100 °C —
класс тугоплавких смазок.
Способность смазок сопротивляться сдвигу под действием
силы называют прочностью. Степень консистенции и прочност-
ные свойства смазок в стандартах и технических условиях иногда
характеризуют пенетрацией, причем чем больше число, тем мягче
смазка.
Коррозионные свойства консистентных смазок проверяют по
степени их действия на металлические пластинки.
Совместимость пластичных смазок определяется содержанием
в них загустителя и присадок. Смазки, которые содержат одинако-
вый тип мыла, обычно совместимы. Литиевые, например, несо-
вместимы с натриевыми. Поэтому старую смазку перед нанесени-
ем новой необходимо полностью удалить.
В станках и другом технологическом оборудовании пластич-
ные смазки в основном применяют для смазывания подшипни-
ков, тихоходных зубчатых колес, где имеется плохая герметизация.
В узлах всех типов используют литол-24 — мазь коричневого
цвета. Диапазон температур от — 40 °C до + 130 °C.
Для скоростных шпинделей применяют литиевую комплекс-
ную смазку ЛКС-2 — мазь от светло-желтого до темно-коричне-
вого цвета.
Для шпинделей используют также смазки ЦИАТИМ-221,
ЦИАТИМ-202, ВНИИНП-223 (оптимальная).
Твердые смазки. Смазочные материалы не нефтяного происхо-
ждения получают путем синтезирования различных органических
и неорганических веществ. Наиболее распространены силиконо-
вые (силиконы) и твердые дисульфитмолибденовые смазки.
Твердые смазки (графит, ди сульфит молибдена и др.) имеют
широкий температурный диапазон, высокую нагрузочную спо-
собность, химическую инертность, отсутствие загрязнений, боль-
шую долговечность, они не нуждаются в системах подачи смазки и
уплотнениях. Недостатком этих смазок являются более высокое
трение по сравнению с маслом и отсутствие отвода теплоты.
Твердые смазки используют в основном в виде порошков или
паст с концентрацией твердых смазок от 20 до 70 % общей массы. В
319
качестве жидких компонентов используют минеральные масла.
Наиболее часто применяется графит и ди сульфит молибдена. Гра-
фит имеет высокие смазочные свойства, которые лучше проявля-
ются в присутствии влаги, он химически стабилен. Дисульфит мо-
либдена обладает очень высокой химической стабильностью, он
стоек к большинству кислот, диамагнитен.
Выбор смазочного материала. При выборе смазочного материа-
ла нужно учитывать условия эксплуатации смазываемых поверх-
ностей (тепловые, кинематические и силовые условия в контакте).
К ним относятся давление, скорость качения и скольжения, тем-
пература, материалы контактирующих поверхностей деталей, сре-
да, в которой работает узел трения. Для прямозубых цилиндриче-
ских и конических передач смазочный материал и способ подвода
смазки выбирают в зависимости от типа передачи и окружной ско-
рости. Пластичные смазки используют чаще всего в открытых пе-
редачах при окружной скорости меньше 4 м/с, а также в условиях,
где применение жидких смазочных материалов невозможно. Для
промышленных закрытых передач с окружной скоростью до
12... 15 м/с используют обычно смазку окунанием колес в масля-
ную ванну на глубину примерно 0,75 от высоты зуба. Объем масля-
ной ванны рассчитывают в зависимости от передаваемой мощно-
сти (примерно на 1 кВт 0,25...0,75 л). При окружной скорости свы-
ше 15 м/с для снижения потерь на преодоление сопротивлений
следует применять струйную циркуляционную смазку. При этом
нужно учитывать, что вязкость масла должна несколько пони-
жаться с увеличением окружной скорости.
Рекомендации по выбору смазочного материала в основном
заключаются в определении вязкости смазки в зависимости от
контактного напряжения, окружной скорости и твердости поверх-
ности с последующей экспериментальной проверкой работоспо-
собности смазки в узле трения.
Для червячных передач чаще всего используют смазывание окуна-
нием червяка или червячного колеса в масляную ванну. Смазочный
материал выбирают в зависимости от скорости скольжения в зацеп-
лении и условий работы червячной пары. Для быстроходных передач
возможно применение масел с антизадирными присадками, в каче-
стве которых используют растительные и животные жиры.
Для подшипников качения используют в основном жидкие сма-
зочные масла. Их выбирают с учетом условий работы (скорость,
нагрузка, температура окружающей среды), конструктивных осо-
бенностей подшипникового узла и специальных требований,
предъявляемых к узлу.
320
При больших нагрузках и малых скоростях применяют более
вязкие масла, например, индустриальные 45, 50, трансмиссион-
ные и др. Для быстроходных подшипников нужно применять ма-
ловязкие масла для уменьшения потерь на трение, например,
МВП (приборное), индустриальные 12, 20, 30, трансформаторное
и др.
В ряде случаев при работе узлов в тяжелых условиях (высокая
температура — 200...300 °C или большие нагрузки и перепад тем-
ператур) используют масла не нефтяного происхождения — ди-
эфиры, кремний органические жидкости (полифенилметилсилик-
саны, полиэтилсилоксаны и др.), фторуглероды и хлорфторуглеро-
ды, обладающие хорошей вязкостно-температурной характеристи-
кой, низкой температурой застывания и высокой температурой
вспышки.
Количество подаваемой смазки и способ ее подачи определяют
в зависимости от режима работы подшипника качения. Использо-
вание жидких масел предпочтительнее, так как они легче прони-
кают к поверхностям трения. Однако в труднодоступных местах, а
также в целях увеличения сроков возобновления смазки в конст-
рукциях опорных узлов предусматривается использование пла-
стичных смазочных материалов (мази и пасты): 1-ЛЗ,
ЦИАТИМ-201, 203, 221, 221С, ВНИИНП-242 и др. Консистент-
ные смазки в узел обычно набивают на 1/3 свободного пространст-
ва корпуса. Предельная температура использования смазок при
работе узла должна быть на 20...30 °C ниже температуры каплепа-
дения смазки.
По техническим условиям иногда недопустимо использование
жидких или консистентных смазок (вакуум, агрессивные среды).
В этом случае применяют либо твердые смазочные покрытия,
либо самосмазывающиеся материалы. Наиболее известны твер-
дые смазки — графит, MoS2 и пленки из никеля, кобальта, сереб-
ра, золота, индия, а самосмазывающиеся материалы — ВАМК-1,
ВАМК-21, фторопласт-4.
Для цепных передач применяют обильное смазывание, которое
сравнительно легко осуществляется. В закрытых передачах оно
Уменьшает износ шарниров и увеличивает долговечность цепей.
Смазку нужно подавать с внутренней стороны цепи вблизи при-
водной звездочки. В зависимости от скорости цепи используют
следующие способы подвода смазки: ручной (vu < 2 м/с), капель-
21-5845 321
ный (г>ц < 4м/с), окунанием (г>ц < 8 м/с), поливанием (уп < 12м/с),
циркуляционный (гц < 15 м/с) и струйный от насоса (vu < 12 м/с).
Для легконагруженных цепных передач применяют пластич-
ные смазки. Рекомендуется применять пластичные смазки с тем-
пературой каплепадения в диапазоне от 50 до 100 °C.
Если по условиям работы цепной передачи жидкие или пла-
стичные смазки недопустимы, то применяют твердые смазки: гра-
фит, дисульфид молибдена в порошкообразном состоянии.
Из жидких масел рекомендуются чистые нефтяные масла: ин-
дустриальное 20, 30, 45, цилиндровое (легкое) 11; из пластичных
смазок (для работы цепи во влажной среде) рекомендуются соли-
долы: УС-1, УС-2, а для работы при отсутствии влаги и повышен-
ной температуре — консталины.
В табл. 4.1 приведены характеристики наиболее часто приме-
няемых смазок.
В многошпиндельных головках, редукторах технологического
оборудования применяется циркуляционный способ смазки с ее
подачей в зону зацепления зубчатых колес при окружных скоро-
стях свыше 15 м/с.
Таблица 4.1. Смазки
Наименование Область применения Наименование Область применения
Масло индустри- альное И8А Высокоскорост- ные шпиндели при частоте вращения 10 000...15 000 мин-1 или с окружной скоростью на шей- ке вала 3...4.5 м/с при небольших на- грузках Универсальная среднеплавкая смазка (жировой солидол) УС-1, УС-2 В малонагружен- ных подшипниках качения при темпе- ратурах от — 25 до + 65 °C. Водо- стойкая
Масло индустри- альное И12А Скоростные шпиндели при час- тоте вращения до 10 000 мин'1 при окружной скорости до 3 м/с Универсальная тугоплавкая водо- стойкая жировая мазка 1-ЛЗ Средне- и высо- конагруженные подшипники каче- ния при температу- рах выше 60 °C, но не более 110 °C. Во- достойкая
Масло индустри- альное И20А Шпиндели с нормальной и по- вышенной часто- той вращения, гид- равлические систе- мы, пнемогидрав- лические системы Смазка ЦИАТИМ-201 Подшипники ка- чения и скольже- ния, узлы трения, температуры от — 60 до 90 °C. Боит- ся влаги
322
Продолжение табл. 4.1
Наименование Область применения Наименование Область применения
Жидкости крем- нийорганические 32-24, 132-25 Поверхности ме- талл — металл или металл — резина Смазка ЦИАТИМ-201 Подшипники ка- чения и скольже- ния, температура от - 50 до + 120 °C
Масло трансмис- сионное автомо- бильное Зубчатые редук- торы, коробки пе- редач, работающие при скоростях скольжения до 8 м/с. Среднена- груженные червяч- ные редукторы Смазка ЦИАТИМ-203 Та же, что и ЦИАТИМ-201, но с улучшенными противозадирными свойствами
Масло турбин- ное Т22> Тзо Высокоскорост- ные подшипники скольжения Смазка ЦИАТИМ-221 Узлы трения в сопряжении ме- талл — металл или металл — резина при температурах от - 60до + 150 °C
Солидол синте- тический С В узлах трения при температурах от - 20 до + 65 °C Графитная смаз- ка Открытые зубча- тые передачи, цеп- ные передачи, дом- краты, резьбовые соединения, при температурах от - 10 до+ 70 °C
Смазка ПВК Для предохране- ния оснастки от коррозии при тем- пературах от — 50 до + 50 °C, при влажности до 90 %
К косозубым зубчатым колесам смазочный материал подво-
дится со стороны входа зубьев в зацепление, к подшипникам каче-
ния — с внешней стороны. Для смазывания упорных подшипни-
ков следует предусматривать специальные канавки, выточки, че-
рез которые будет поступать смазочный материал, так как из-за
малых зазоров его прокачивание через упорный подшипник в
большинстве случаев практически невозможно.
В зубчатых и червячных передачах смазывание погружением и
разбрызгиванием используется при окружных скоростях враще-
ния зубчатых колес до 15 м/с и червяков —до 10 м/с.
На рис. 4.1 указаны рекомендуемые уровни масла при смазы-
вании разбрызгиванием зубчатых колес и подшипников. Забор
21* 323
Рис. 4.1. Уровни жидкости при смазке разбрызгиванием:
а — цилиндрическая зубчатая передача; б — коническая зубчатая передача; в — шариковый
подшипник
масла должен происходить из зоны, где не могут скапливаться вы-
падающие осадки (рис. 4.2). Жидкий смазочный материал допус-
кают в работу при температуре опоры до 120 °C, а некоторые спе-
циальные сорта смазочного материала — при температуре до
150...160 °C. При температурах, больших или равных 150...160 °C,
рекомендуется применять твердые смазочные материалы. В ско-
ростных наружных механизмах пополнение количества смазочно-
го материала должно происходить через 3...4 месяца, а через год его
нужно менять. В общем случае применение пластичного смазоч-
ного материала рекомендуется в неответственных передачах при
хорошем доступе к механизму.
Пластичные смазочные материалы в подшипниках использу-
ются при температурах до 100 °C и скоростях до 10 м/с.
Особенности густых смазочных материалов по химической ре-
акции должны учитываться конструкторами при проектировании
механизмов. Недопустимо применение натриевых смазочных ма-
териалов при возможности их контакта с водой или водными
Рис. 4.2. Расположение подшипникового узла в зоне выпадения осадков из
смазки:
а — нерекомендуемое; б — рекомендуемое
324
эмульсиями, так как они смываются. Солидолы нечувствительны
к воде, и именно их рекомендуется использовать в этих местах.
Комбинированные и специальные способы смазывания (мас-
ляным туманом) допускают скорости вращения до 15 м/с и в от-
дельных случаях — до 30 м/с.
При смазывании подшипников качения масляным туманом
оптимальной величиной подачи масла являются 1...2 капли в ми-
нуту при частоте вращения около 10 000 мин-1.
4.1.2. Смазочно-охлаждающие жидкости (СОЖ)
Цель применения СОЖ в технологическом оборудовании —
снижение изнашивания режущего инструмента, улучшение каче-
ства обрабатываемой поверхности и увеличение производитель-
ности труда. СОЖ удаляет стружку, снижает трение (и износ) и те-
пловыделение. СОЖ действует одновременно как охладитель и
смазка.
В зависимости от конкретного процесса резания и материала
обрабатываемых заготовок выбирают определенное соотношение
между смазывающими и охлаждающими свойствами СОЖ (около
60 % теплоты обусловлено деформацией металла, а 40 % — трени-
ем). Степень уменьшения трения определяется смазывающими
свойствами масла, а эффективность охлаждения зависит от добав-
ления воды, образующей с маслом эмульсию или раствор.
Наиболее часто используются (около 95 %) масляные СОЖ (на
основе минеральных масел с добавлением присадок); эмульсолы
(представляющие собой смеси минеральных масел, эмульгаторов,
противоизносных и противозадирных присадок и др.); синтетиче-
ские СОЖ, образуемые на основе водорастворимых полимеров;
полужидкие и пластичные композиции. Разнообразие свойств ма-
териалов инструментов и заготовок обуславливают различные тре-
бования к СОЖ. Например, низколегируемую сталь, которая при
резании склонна к налипанию на резец, обрабатывают с СОЖ, об-
ладающей низким содержанием присадок в отличие от твердой
Хромоникелевой стали. Многие органические соединения азота,
серы, хлора и фосфора входят в состав СОЖ в качестве компонен-
тов присадок.
При обработке лезвийным инструментом подача СОЖ в зону
резания осуществляется следующими основными способами:
свободно падающей струей (поливом при давлении 0,02...0,03
МПа);
325
Рис. 4.3. Рекомендуемые способы подачи СОЖ при обработке: резцом (а),
фрезой (6), сверлом (в)
под давлением через сопловые насадки (напорной струей под
давлением 0,1...2,5 МПа);
в распыленном состоянии (в виде струи воздушно-жидкостной
смеси).
Последний способ имеет достоинство в том, что мал расход
масла и нет необходимости в сборе и чистке СОЖ.
На рис. 4.3 показаны рекомендуемые способы подачи СОЖ
при работе резцом, фрезой и сверлом, а на рис. 4.4 способы подачи
СОЖ при шлифовании.
Чем больше площади соприкосновения шлифовального круга
с заготовкой и тверже ее материал, тем большее количество СОЖ
Рис. 4.4. Способы подачи СОЖ при шлифовании:
1 — шлифовальный круг; 2 — кожух; 3 — заготовка; 4 — сопло; 5 — держатель; 6 — пористый
элемент; 7 — насадка, 8 — резервуар
326
необходимо подавать в зону резания. Подачу СОЖ следует осуще-
ствлять равномерно по высоте шлифовального круга (5—8 л на ка-
ждые 10 мм высоты круга).
Подачу свободнопадающей струей (рис. 4.4, а) применяют в
основном на универсальных круглошлифовальных станках в еди-
ничном и мелкосерийном производстве при шлифовании загото-
вок из материалов, отличающихся хорошей шлифуемостью (на-
пример, закаленных углеродистых сталей). СОЖ подается в зону
резания через сопло с щелевым или круговым отверстием.
СОЖ, обладающую хорошими смазывающими свойствами,
подают в зону резания через поры шлифовального круга (рис. 4.4,
б). СОЖ, подведенная к осевому отверстию круга, под действием
центробежных сил протекает через поры круга на его периферию.
Подачу производят только при вращающемся круге, после чего че-
рез 2...5 мин начинают шлифование (за это время происходит рав-
номерное заполнение круга жидкостью). Подачу СОЖ прекраща-
ют за несколько минут до выключения станка. Этот способ непри-
емлем для кругов на бакелитовой и вулканитовой связке, не имею-
щих сквозных пор.
Подачу СОЖ струйно-напорным способом осуществляют че-
рез одно или нескольких сопл (рис. 4.4, в). СОЖ, подаваемая под
давлением на рабочую поверхность круга вне зоны резания, очи-
щает поры и абразивные зерна от стружки и отходов шлифования.
Подача СОЖ контактным способом (рис. 4.4, г) заключается в
том, что одновременно с поливом зоны резания свободно падаю-
щей струей на обрабатываемую поверхность наносят (вне зоны ре-
зания) тонкий слой активного смазочного материала.
Подача ОЖ гидроаэродинамическим способом (рис. 4.4, д) за-
ключается в использовании воздушных потоков, создаваемых кру-
гом, для повышения скорости движения потоков жидкости отно-
сительно рабочей поверхности круга и шлифуемой поверхности.
Этот способ особенно эффективен при скоростном и обдирочном
шлифовании.
Шлифование в среде СОЖ (рис. 4.4, ё) применяют в основном
при ленточном и плоском шлифовании.
На рис. 4.5 показаны конструкции устройств для подачи СОЖ.
В зависимости от обрабатываемого материала заготовки реко-
мендуется применять следующие СОЖ: для чугунных отливок и
Ковкого чугуна — 1 %-ный содовый раствор или 1,5 %-ный рас-
твор эмульсола; для меди, конструкционной и легированной инст-
рументальной стали — 1 %-ный содовый раствор, 1,5 %-ный рас-
твор эмульсола или 0,5 %-ный содовый раствор, содержащий 0,5 %
327
Рис. 4.5. Конструкции устройств
для подачи СОЖ:
а — регулированием струи охлаждающей
жидкости: 1 — подводящая труба; 2 — от-
клонитель струи; б — через поры шлифо-
вального круга: 1 — корпусная насадка;
2— фланец; 3— осевые каналы; 4 — ра-
диальные каналы; 5 — шлифовальный
круг; 6 — патрубок
мыла; для бронзы и латуни — 1 %-ный содовый раствор, 1,5 %-ный
раствор эмульсола или легкое минеральное масло; для дюралюми-
ния, алюминия — 1 %-ный содовый раствор, легкое минеральное
масло или эмульсию (15 % эмульсола, 5 % сульфофрезола, 5 % ски-
пидара и 75 % воды). В качестве СОЖ применяют также углеро-
дистые масла ОСМ-3, МР-1, эмульсии «Куринол-1», «Аквол-1»
и др.
Шероховатость шлифуемой поверхности зависит от чистоты
СОЖ, так как ее загрязнение приводит к засаливанию круга и как
следствие к появлению прижогов. Для очистки СОЖ используют
различные устройства: магнитный сепаратор; фильтры с пористы-
ми наполнителями; бумажную ленту, расположенную на сетке
специального бака и перемещающуюся периодически по мере ее
загрязнения.
4.1.3. Режимы смазывания
Параметры смазывания поверхностей и условия трения опре-
деляют существование следующих режимов смазывания: гидро-
статического, гидродинамического, контактно-гидродинамиче-
ского, граничного.
Гидростатический режим (рис. 4.6) характеризуется тем, что
трущиеся поверхности деталей разделены слоем h смазки при лю-
бых допустимых для данного узла скоростях и нагрузках, вследст-
вие чего обеспечивается минимальный износ поверхностей. Осо-
бенностями этого режима смазывания являются высокое давление
смазочного материала на входе в зазор между трущимися поверх-
328
ностями (до 20 МПа) и значительные рас-
ходы смазки через пары трения. Этот ре-
жим применяется для смазывания высоко-
точных и тяжело нагруженных направляю-
щих и шпиндельных опор технологического
оборудования.
Гидродинамическое смазывание (рис.
4.7) образуется в клинообразной щели ме-
жду поверхностями трения, заполненной
смазкой, при скоростях скольжения не ме-
нее 1...1,5 м/мин. Давление р в смазочном
слое, за счет которого осуществляется раз-
деление трущихся поверхностей деталей,
возникает при затягивании в зазор смазоч-
Р и с. 4.6. Схема гидро-
статической системы
смазывания:
рн — давление подачи масла;
рк — давление в кармане
ного материала поверхностью перемещае-
мой детали. Этот режим смазывания имеет место при работе под-
шипников скольжении, направляющих оборудования, червячных
передач, при определенных сочетаниях скоростей скольжения,
давления в контакте и вязкости смазки.
Контактно-гидродинамическое смазывание (рис. 4.8) характерно
для подшипников качения зубчатых, цепных передач, кулачков
при высоких контактных давлениях. Поверхности контактирую-
щих деталей испытывают большие нагрузки, в результате проис-
ходит их упругое деформирование — это приводит к увеличению
зоны контакта В (до 1 мм и более), которая несет нагрузку. Из-за
высокого давления рм вязкость сжимаемой в зазоре — 0,5... 1 мкм)
смазки изменяется настолько, что в пленке смазочного материала
появляются свойства, которые присущи твердому материалу (мо-
дуль упругости, коэффициент Пуассона и т. п.). При этом между
Изменением давления на трущихся поверхностях и толщиной фор-
Рис. 4.7. Схема гидродинамического смазывания:
1 — график распределения давления р по клиновидному зазору с параметрами hmsXi /к
329
Рис. 4.8. Схема контактно-гидродинамического режима смазывания
мирующегося смазочного слоя возникает определенное соотно-
шение, которое обеспечивает минимально необходимую толщину
пленки для режима гидродинамической смазки. Этот режим сма-
зывания может быть реализован любой из смазочных систем, ис-
пользуемых для гидродинамического смазывания, а также смазы-
вания в виде масляного тумана или импульсами.
Граничное смазывание характеризуется тем, что толщина слоя
смазки составляет незначительную величину (0,1 мкм и менее).
Поведение смазки в данном случае определяется не ее вязкостью,
а обусловлено особыми свойствами, которые смазка приобретает в
узких зазорах под действием поверхностей трения.
Поверхностный слой твердого тела характе-
ризуется большой активностью. Это определя-
ется тем, что внутри твердого тела каждый атом
окружен другими атомами и прочно связан с
ними во всех направлениях. На поверхности
тела остаются свободные связи, которые созда-
ют атомное (молекулярное) притяжение. Вслед-
ствие этого поверхность твердого тела покрыта
тончайшей пленкой, образование которой на-
зывается адсорбцией. Молекулы 1 смазки (рис.
4.9) в адсорбированном слое ориентированы
перпендикулярно твердой поверхности 2 в виде
ворса. Поэтому смазочный материал в танген-
циальном направлении легко изгибается, а в
I
I
3 2
Рис. 4.9. Схема
граничного режи-
ма смазывания
330
перпендикулярном он обладает сопротивлением сжатию. Слой
обладает способностью самовосстанавливаться, что предотвраща-
ет лавинообразный процесс схватывания в точках 3 контакта. При
граничном смазывании микродинамические составляющие подъ-
емной силы отсутствуют, а между процессами образования и раз-
рушения поверхностных пленок образуется устойчивое равнове-
сие, чему способствует поверхностная обработка (азотирование и
т. п.). Большинство пар трения машин (направляющие, зубчатые
передачи, подшипники и т. п.) работают при режиме граничного
смазывания.
Переход из опорного режима смазывания в другой не имеет
четких границ. Существуют также переходные зоны, например,
режим полужидкой смазки, для которой характерно смешанное
трение.
При смешанном трении, которое характерно для большинства
направляющих, гидродинамическая подъемная сила воспринима-
ет часть нагрузки, однако не обеспечивает полного разделения по-
верхностей трения слоем смазки.
Область смешанного трения характеризуется большим разно-
образием условий работы трущихся поверхностей в зависимости
от доли сухого, граничного и жидкостного трения в общем процес-
се трения. Зависимость коэффициента трения покоя ft от продол-
жительности неподвижного контакта показана на рис. 4.10.
При переходе от покоя к движению коэффициент трения f
обычно уменьшается скачком. При увеличении скорости движе-
ния коэффициент трения уменьшается в зависимости от ее вели-
чины с различной интенсивностью (рис. 4.11). При некоторых
значениях скорости г>кр, соответствующих началу жидкостного
Трения, коэффициент трения fx достигает минимума (fv = v).
Рис. 4.10. График зависимости коэффициента трения покоя /от продолжи-
тельности неподвижного контакта
331
Рис. 4.11. График зависимости коэффициента трения fv от скорости сколь-
жения
Уменьшение fv с увеличением скорости обусловлено ростом гид-
родинамической подъемной силы. Величина критической скоро-
сти г>кр зависит от материала и размеров направляющих, точности,
шероховатости и контактирующих поверхностей, размеров и рас-
положения смазочных канавок или карманов, вязкости масла,
давления и т. д.
4.1.4. Смазывание деталей и узлов
технологического оборудования
Гидростатическое смазывание применяют в металлообрабаты-
вающем оборудовании, особенно тяжело нагруженном. Широко
используется гидростатическое смазывание опор и направляю-
щих, которое повышает их эксплуатационные показатели. Приме-
нение этого смазывания увеличивает жесткость шпинделей (за
счет увеличения диаметра при небольших радиальных размерах
собственно подшипников), позволяет осуществлять движение
шпинделя одновременно по нескольким координатам (вращение
и поступательное перемещение), реализовать микроперемеще-
ния, осциллирующие движения и т. п.
Преимущества гидростатического смазывания:
1) высокая несущая способность (до 1000 т);
2) малый коэффициент трения в широком диапазоне скоро-
стей перемещаемых механизмов (например, при окружной скоро-
сти 0,2 м/с коэффициент трения гидростатического подшипника
примерно на два порядка ниже, чем у подшипников качения; при
скорости, равной нулю, трение в опоре практически отсутствует, и
поэтому движение начинается равномерно, без скачков);
332
Рис. 4.12. Схемы гидростатических опор:
а — единичной; б — радиальной при отсутствии внешней нагрузки ( 7) и с ней (//); в — ради-
альных опор для восприятия внешних усилий, вызывающих перекос вала
3) высокая демпфирующая способность, обеспечивающая ра-
ботоспособность подшипников при значительных ударных на-
грузках й других неблагоприятных условиях обработки заготовок
на станке;
4) редуцирование погрешностей обработки сопряженных по-
верхностей опоры (до 10 раз), позволяющее применять подшип-
ники и направляющие при высоких требованиях к точности пере-
мещения рабочих органов станка.
Особенность гидростатических опор заключается в том, что
давление масла между поверхностями создается насосом. Вследст-
вие этого поверхности деталей при работе всегда разделены слоем
масла. Масло от внешнего источника подводится через отверстие 1
в карман 1к (рис. 4.12, а), в котором давление масла одинаково во
всех точках, глубина кармана Н= 1...4 мм. Он окружен перемыч-
ками 2 шириной />, и />2 и длиной L{ и L2, которые препятствуют
свободному вытеканию масла.
Истечение масла (показано стрелками) происходит лишь то-
гда, когда подвижный элемент 3всплывает на величину h{, масло
через образовавшуюся щель по периметру кармана вытекает на-
ружу.
Величина зазора Л, определяется объемом масла, которое по-
ступает в карман. Для того чтобы этот зазор был постоянным при
Данной нагрузке F}, объем масла, вытекающего из кармана, дол-
жен быть равен объему масла, которое поступает в него, давление
333
р{ в кармане устанавливается автоматически и зависит от нагрузки
на опору. Если нагрузка растет, то давление повышается до ве-
личины р2, а толщина слоя смазки уменьшается до величины h2.
При этом насос должен обеспечивать рост давления в карманах в
рабочем диапазоне нагрузок. На перемычках величина давления
по мере удаления от кармана уменьшается до атмосферного по ли-
нейному закону.
В радиальной опоре (рис. 4.12, б) при отсутствии внешней на-
грузки (массой вала 7 пренебрегаем), величина давленияр^ в кар-
манах 1к...4кодинакова и определяется величиной зазора h в опоре
и объемом масла, поступающего в карман. При нагружении опоры
силой /’вал смещается на величину е и происходит перераспреде-
ление давлений в карманах (схема II). В кармане 4кзазор уменьша-
ется, сопротивление истечению масла растет, что приводит к уве-
личению давления в нем. В кармане 2к давление уменьшается.
При нагрузках, которые приводят к перекосу вала 1 (например,
силой /'’(рис. 4.12, в) следует использовать две разнесенные опо-
ры 2 и 3.
Гидростатические опоры могут иметь различную фор-
му — плоскую, цилиндрическую, коническую, винтовую и др. Од-
нако наиболее часто используются опоры с плоской или цилинд-
рической формой. Это обусловлено тем, что обеспечить высокую
эквидистантность сложных поверхностей, которые разделены
слоем смазки, трудно. На рис. 4.13 показаны формы опор для ва-
лов, шпинделей и круговых направляющих. В зависимости от вос-
принимаемого усилия опоры подразделяют на радиальные, ради-
ально-упорные и упорные. Последние часто применяют в качестве
круговых направляющих планшайб. Наиболее простой и надеж-
ной среди радиально-упорных опор является схема с раздельным
восприятием осевой и радиальной нагрузок. Конические опоры
имеют малые габаритные размеры, однако тепловые деформации
в них оказывают большое влияние на их эксплуатационные пара-
метры. Помимо этого смещение вала в одном направлении влияет
на характеристики в другом направлении.
Опоры изготавливают как с дренажными канавками 7 между
карманами, так и без них. В первом случае сокращается рабочая
площадь несущего кармана и усложняется процесс изготовления
опоры, но значительно улучшается отвод теплоты, поскольку уве-
личивается расход масла.
При малом диапазоне нагрузок используют разомкнутые на-
правляющие (рис. 4.14) в виду того, что их изготовление проще,
чем замкнутых. Замкнутые направляющие обеспечивают повы-
334
Рис. 4.13. Классификация вращающихся опор
шейную жесткость масляного слоя за счет дополнительной пред-
варительной нагрузки, осуществляемой дополнительной направ-
ляющей 2при подводе к последней масла под давлением. Площадь
Дополнительной направляющей, а следовательно, и ее несущая
способность часто меньше, чем у основной направляющей 1. На
335
Рис, 4.14. Классификация направляющих прямолинейного перемещения
поверхности направляющей подвижного узла, например, салазок
3 выполняют два или более кармана, они могут быть снабжены
дренажными канавками 4. Направляющие делают в форме квадра-
та, прямоугольника (для ползунов) или цилиндра. Форма карма-
нов (I, II, III) определяется размерами станка и условиями его экс-
336
Рис. 4.15. Осевое сечение передачи винт-гайка
плуатации. Форма кармана III (в виде замкнутой канавки) обеспе-
чивает надежность и повышенное демпфирование.
Среди передач со сложной геометрией формы сопряженных
профилей применяют передачи червяк-рейка и винт-гайка (рис.
4.15). В передаче винт-гайка по длине последней выполняют не-
сколько карманов 1 для уменьшения влияния погрешностей изго-
товления рабочих поверхностей винта и гайки на эксплуатацион-
ные характеристики передачи.
Системы питания карманов в значительной степени определя-
ют работоспособность опор. В системе питания насос-карман
(рис. 4.16, а) в каждый из карманов опоры независимо от нагрузки
подается постоянное количество масла. В системе питания с дрос-
селями (рис. 4.16, б) достаточно использовать один насос 1 для по-
дачи масла через дроссели 2 к каждому карману. При этом давле-
ние, создаваемое насосом, всегда должно быть больше давления в
1к 2к Зк 4к
а
Рис. 4.16. Система питания типа насос-карман (а); дроссель-карман (б) и
регулятор-карман (в)
22-5845 337
Рис. 4.17. Изменение толщины масляной пленки в опоре при системах пи-
тания:
с регуляторами (7); насос-карман (2) и дроссельной (.?)
любом из карманов рн > рг Дроссели, на которых происходит паде-
ние давления от рк до р, служат для того, чтобы при различной на-
грузке на карманы 1к...4к давления в них не выравнивались. Со-
противление дросселей не зависит от рн и р,. В системе питания с
регуляторами (рис. 4.16, в) сопротивление каждого регулятора оп-
ределяется давлением рх ...р4 в кармане, уменьшаясь с увеличением
давления. Это обеспечивает оптимальное (с учетом характера на-
гружения) распределение расхода масла по карманам, увеличивает
жесткость масляного слоя.
Изменение толщины масляной пленки (рис. 4.17) определяет-
ся принятой системой питания. Подобрать характеристики регу-
лятора можно так, что жесткость масляного слоя станет бесконеч-
но большой или даже «отрицательной» в том случае, когда с увели-
чением нагрузки F зазор в опоре h тоже увеличивается.
Система питания насос-карман обеспечивает высокую жест-
кость масляного слоя, надежность, простоту конструкции, налад-
ки и эксплуатации. Эта система обладает хорошими энергетиче-
скими показателями (не имеет дополнительного дросселирова-
ния). Ее используют в металлорежущих станках при отношении
максимальной нагрузки к минимальной, равной 3...4, при больших
опрокидывающих моментах (например, в круговых направляющих
планшайб карусельных станков с планшайбой диаметром 4...10 м),
в направляющих поступательного перемещения узлов (столы, са-
лазки, ползуны) и значительно реже — в шпиндельных опорах. В
последнем случае сложнее обеспечить расчетное давление масла в
карманах и уменьшить большее влияние его температуры на изме-
нение давления, чем при дроссельной системе питания.
В системах питания часто применяют многопоточные (от 4 до
10) шестеренные насосы с подачей 0,2...0,4 л/мин. В них для
338
J
Рис. 4.18. Капиллярные дроссели в виде дисков (а) и винтовой канавки (6)
уменьшения разности расходов каждого потока, упрощения
фильтрации масла и увеличения допустимого давления в карманах
применяют подкачку масла под давлением.
При расходах 4...5 л/мин через каждый карман (например, кру-
говые направляющие карусельных станков) можно применять
обычные насосы, объединенные редукторами в группы по 4...6 шт.
К наиболее простым в изготовлении дроссельным системам
питания относятся капиллярные дроссели, изготовленные из тру-
бок. Внутреннийдиаметр трубок составляете,?...4 мм (отклонение
от номинала не более 5...8 %). Изменяя длину трубок, которая дос-
тигает 2 м и более, можно обеспечить равенство сопротивления
истечению масла. Для уменьшения размеров капиллярных дроссе-
лей их часто свивают в спираль.
Дроссель (рис. 4.18, а) представляет собой пакет дисков 7 и 2,
на одном из которых выполнена круговая канавка 3, имеющая тре-
угольное сечение. Эта канавка прерывается штифтом 5. Надиске 7
сделан паз 4, соединенный с каналом для отвода масла к подшип-
нику. Поворачивая один из дисков на угол ф, можно изменять со-
противление дросселя.
22* 339
Рис. 4.19. Щелевые дроссели с концентрической (/) и эксцентрической
(II) щелью
На рис. 4.18, б показана схема десятипоточного дросселя регу-
лированием сопротивления каждого потока 2 путем изменения
длины дросселирования — винтом 3. Масло по магистрали / пода-
ется к десяти равномерно расположенным дросселям и поступает
по магистрали 4 к карманам. В каждом кармане предусмотрен
контроль давления посредством манометра и поворотного золот-
ника 5.
Широко используются дроссели щелевого типа. Они обеспе-
чивают идентичность сопротивлений истечения всех дросселей
конструктивными и технологическими методами. Щелевые дрос-
сели изготавливают в виде автономных блоков и встроенными в
опору. При их размещении в опоре обеспечивается максимальная
компактность конструкции.
Блоки, в которых с высокой точностью достигается равенство
сопротивлений всех дросселей, приведены на рис. 4.19. Дроссели-
рующими элементами являются кольцевые щели, которые образо-
ваны отверстием корпуса 6, проточками шириной Вд и диаметром
d{ в плунжере 5, выполненными концентрически (тип I) или экс-
центрически (с эксцентриситетом е) (тип II) относительно цен-
трирующих поверхностей с диаметром da. Масло под давлениемрн
поступает по магистрали 4, а его отвод под давлением рх осуществ-
ляется по магистралям 1, 2, 3. Изменение конфигурации щели при
повороте плунжера 5 на угол ф (тип II), а также изменение длины
дросселирования (тип I) вызывают одновременное изменение со-
противления всех дросселей блока.
340
Рис. 4.20. Регулятор мембранного типа для разомкнутых опор (о) и его
конструкция (б)
Регуляторы используют для уменьшения колебания толщины
масляной пленки при изменении нагрузки. Наиболее часто при-
меняют, регуляторы с обратной связью подавлению в карманах. Их
действие основано на том, что с увеличением давления в кармане
(нагрузки) изменяется его сопротивление за счет деформации уп-
ругого элемента или перемещения дросселирующего устройства.
Регуляторы выполняют как для разомкнутых, так и для замк-
нутых опор.
В регуляторе для разомкнутых опор в качестве упругого элемен-
та (рис. 4.20, а) использована плоская мембрана 1. Величина щели
йр зависит от давления р7 (нагрузки F) в кармане. Конструктивное
исполнение мембранного регулятора показано на рис. 4.20, б.
Мембрана 3 и пластина 4 образуют дроссельный зазор йр. Масло
поступает в регулятор под постоянным давлением дн и через отвер-
стие в мембране 3 подается в дроссельный зазор.
При возрастании давления рх в кармане 7мембрана деформи-
руется и изменяет сопротивление регулятора. Начальное положе-
ние мембраны тем самым определяет толщину масляной пленки в
опоре. Это положение имеет место при равенстве усилий в полос-
тях 2 и 5 и регулируется дросселем 1. Для исключения колебаний
мембраны при резком изменении нагрузки на опору между торцом
мембраны и корпусом предусмотрен зазор Нх = 0,025 мм. Тонкую
настройку сопротивления осуществляют винтом 6. Эти регулято-
ры имеют недостаток — необходимость регулировать сопротивле-
ние каждого их них с целью обеспечения равенства расходов. При
341
Pl
Рис. 4.21. Регуляторы для замкнутых опор мембранного (о, б) и золотни-
кового (в) типов
резком изменении давления в карманах расходы через отдельные
регуляторы получаются неодинаковыми. Это обусловлено тем, что
настройка регулятора выполнялась на конкретном давлении. Ре-
гуляторы щелевого типа склонны к засорению. Они имеют низкое
собственное демпфирование. Это отрицательно сказывается на
динамическом состоянии опор.
Регуляторы для замкнутых опор показаны на рис. 4.21. В них
(рис. 4.21, а, б) элемент 1, который регулирует сопротивление ис-
течению, деформируется при возникновении разности давлений в
карманах 2и 5опоры. На рис. 4.21, «изменение сопротивлений ре-
гулятора происходит при смещении золотника 1 из-за разных дав-
лений в карманах 2 и 3. В регуляторах для замкнутых опор сложно
обеспечить равенство расхода во всех потоках, особенно при зна-
чительном числе карманов. Величина щели в регуляторах нахо-
дится в пределах нескольких десятков микрометров, и необходима
очень тщательная фильтрация масла.
Основная область применения — гидростатические шпин-
дельные опоры (ГШО) применяют в станках, в которых требуются
высокие демпфирование и точность вращения. К этим станкам от-
носятся шлифовальные, горизонтально-расточные, тяжелые то-
карные, зубообрабатывающие, специальные. Наиболее часто ис-
пользуются опоры, воспринимающие осевые и радиальные на-
грузки раздельно.
Конструкцию шпиндельных подшипников (рис. 4.22, а) при-
меняют при диаметре шпинделя d = 50...180 мм. Шпиндель и ра-
бочие втулки изготовлены из высококачественной стали. Осевой
342
Рис. 4.22. Гидростатические шпиндельные подшипники
подшипник образован узким буртом шириной I. Конструкцию
(рис. 4.22, 6) используют в горизонтально-расточных станках с
диаметром шпинделя d = 200...240 мм. Рабочие втулки выполнены
из антифрикционного материала (бронза, пластмасса). Упорный
подшипник образован на торцах втулки 1 длиной L. Тепловые де-
формации втулки ограничивают частоту вращения шпинделя.
При этом возможно заклинивание осевой опоры.
При диаметре шпинделя более 260 мм предусматривают по
шесть радиальных карманов на каждой опоре.
Конструктивные параметры шпиндельных подшипников при
скоростях скольжения до 10... 12 м/с (рис. 4.23): b — 0,1J; 62 = 0,2d
и L = (0,7... 1)J. При скорости до 20...30 м/с следует назначать
L = (0,5...0,6)4/ (это уменьшает влияние на стабильность давления
в карманах фрикционного движения масла), b = (0,04...0,05)4/ и
Ь2 = (0,07...0,1)4/. При скорости 2...3 м/с перемычки могутбытьвы-
полнены больших размеров. Это повышает демпфирование под-
шипников. Для этой же цели карманы целесообразно снабжать уз-
кой канавкой по периметру карманов (см. рис. 4.13).
343
Рис. 4.23. Схемы осевой (а) и радиальной (б) гидростатических опор
Подвод масла в скоростных опорах следует выполнять в центре
кармана. При малой скорости скольжения место подвода произ-
вольное. Глубину кармана принимают 1...4 мм.
Опоры изготавливают с дренажными канавками 1 (см. рис. 4.3
и рис. 4.13) и без них. Наличие канавок увеличивает трудоемкость
изготовления опор, но обеспечивает лучший отвод теплоты (боль-
ший расход масла через опору) и увеличивает жесткость на 50 %
особенно при скорости v = 15 м/с.
В радиальных подшипниках выполняют не менее четырех кар-
манов. Может быть предусмотрено шесть карманов при диаметре
шпинделя более 250 мм. В крупногабаритных осевых подшипни-
ках (шпиндели диаметром более 500 мм) при значительных вели-
чинах опрокидывающих моментов делают три или четыре карма-
на, однако в большинстве случаев выполняют один кольцевой
карман.
Диаметральный зазор (50... 120 мкм) в опорах увеличивается с
ростом габаритных размеров опоры и скорости скольжения. Мас-
ло назначают с учетом условий смазывания всего узла (обычно
|л = 5...12 МПа • с при v< Зм/с;ц = 30...40 МПа • сприу < 3 м/с).
Давление нагнетания рп устанавливают равным 3...5 МПа, а
давление в карманах (0,4...0,6) рп. Расход масла через опоры в пре-
делах от нескольких до ста литров в минуту и более.
344
Рис. 4.24. Схемы гидродинамических подшипников:
а — одноклинового; б— многоклинового; F— нагрузка на вал; v — скорость вращения; В -
диаметр подшипника; е — смещение вала; Ло, Лр L - параметры клинообразного зазора
Гидродинамическое смазывание. В гидродинамических под-
шипниках несущий масляный слой образуется при вращении
вала. Масло затягивается в клиновой зазор между рабочими по-
верхностями вала и вкладыша (рис. 4.24, а).
Избыточное давление р появляется в начале сужения зазора и
заканчивается за точкой минимального зазора Amin в его расши-
ряющейся части. Давление наибольшей величины возникает на
некотором расстоянии перед точкой минимального зазора (рис.
4.24, а). Подлине вала давление распределяется по закону, кото-
рый близок к параболическому. Так как в подшипнике имеется
один несущий слой, то его называют одноклиновым. Такие под-
шипники не обеспечивают достаточной жесткости и стабильного
положения вала при больших скоростях скольжения и малых на-
грузках. Поэтому в шпиндельных узлах их не применяют. Этих не-
достатков не имеют многоклиновые подшипники (рис. 4.24, 6).
Клиновой зазор в них создается за счет фасонного растачивания
345
1
в
Рис. 4.25. Многоклиновые подшипники:
а — с фасонной расточкой; б — сегментный с возможностью самоустановки в направлении
вращения; в — сегментный с самоустановкой в направлении вращения и по оси шпинделя
рабочих поверхностей вкладышей (см. рис. 4.25, а), упругого де-
формирования втулок или самоустановки вкладышей при враще-
нии шпинделя. В многоклиновом подшипнике обеспечивается
жесткость несущих масляных слоев и за счет этого стабильность
шпинделя при работе как под нагрузкой, так и без нее. В гидроди-
намических подшипниках используют минеральные масла вязко-
сти от 5 до 50 МПа с.
Работоспособность и надежность шпиндельных подшипников
снижается из-за отклонений от параллельности поверхностей вала
и вкладыша, обусловленных как погрешностью изготовления кор-
пусных деталей или вкладышей, так и изгибными деформациями
шпинделя под действием внешней нагрузки. Это вызывает нерав-
номерное распределение давления по длине цапфы подшипника.
У кромок вкладышей давления резко возрастают (кромочные дав-
ления), при этом толщина несущего масляного слоя уменьшается.
Слой у кромок практически отсутствует, а трущиеся поверхности
разделяет тонкая пленка смазочного материала. При эксплуата-
ции подшипника эта пленка быстро перегревается. В результате
она теряет свои смазочные свойства. Это приводит к появлению
контакта трущихся поверхностей и вызывает их износ и схватыва-
346
ние. Предотвращение кромочных давлений обеспечивается само-
установкой вкладышей в плоскости оси вращения шпинделя (рис.
4.25, б, в).
Подшипниковые антифрикционные материалы совместно с ма-
териалом шпинделя обеспечивают низкий коэффициент трения,
сопротивляемость износу и заеданию, достаточную усталостную
прочность. Наилучшим антифрикционными свойствами облада-
ют оловянистые и свинцовистые бронзы и баббиты. Для шпинель-
ных подшипников следует применять бронзы следующих марок:
Бр.С-30, Бр.ОФ-0,5; Бр.ОС8-14; Бр.ОСХО-Ю и др.
Многоклиновые подшипники имеют следующие преимущест-
ва: обеспечивают устойчивое вращение шпинделя при больших и
малых внешних нагрузках и значительных скоростях скольжения,
а также высокую жесткость несущего масляного слоя; позволяют
регулировать величину диаметрального зазора без искажения фор-
мы рабочих поверхностей; имеют более низкую температуру, обу-
словленную лучшими условиями теплоотвода.
Эти подшипники изготавливают в виде цельной втулки или в
виде вкладышей-сегментов. Число несущих масляных клиньев в
них от трех до восьми.
В подшипниках-втулках несущие клинья 1 образуются при вы-
полнении внутренней поверхности втулки радиусом R, большим,
чем радиус г шейки вала (рис. 4.25, а). Эти подшипники требуют
высокой соосности втулок и очень чувствительны к кромочным
давлениям, что является их недостатком.
В многоклиновых сегментных подшипниках несущие клинья
образуются в результате поворота (самоустановки) сегментов на
их опорных поверхностях. Если сегменты подшипника имеют воз-
можность самоустанавливаться только в направлении вращения
(рис. 4.25, б), то такие подшипники требуют обеспечения высокой
соосности рабочих поверхностей шеек вала и сегментов. Если сег-
менты могут самоустановиться не только в направлении враще-
ния, но и по оси шпинделя (рис. 4.25, в), то в подшипниках полно-
стью отсутствуют кромочные давления, вызываемые несоосно-
стью рабочих поверхностей шейки вала и опорного сегмента и уп-
ругими деформациями шпинделя. Подшипники данного типа
наиболее распространены. В них применяют три, пять, восемь
вкладышей. Угол охвата р шейки вала вкладышем в трех- и пя-
тивкладышных подшипниках равен 60°, отношение длины L вкла-
дыша к его диаметру D следует принимать равным 0,7.„О,9 (рис.
4.26). Правильный выбор точки опоры вкладышей определяет ра-
ботоспособность этих подшипников. Исходя из условий наиболь-
347
А-А
А
Рис. 4.26. Шпиндельная опора с многоклиновым подшипником
шей несущей способности вкладыша и наименьших потерь на тре-
ние, точка опоры должна находиться в пределах 0,42...0,45 длины
дуги р вкладыша (см. рис. 4.26), считая от его выходной задней
кромки, где зазор имеет минимальную величину. Вкладыши долж-
ны полностью находиться в масляной ванне. Подача масла на
вкладыши через трубки недопустима из-за интенсивного подсоса
воздуха в рабочую зону. Вследствие этого резко уменьшается несу-
щая способность вкладышей и ухудшаются условия охлаждения
шейки вала и вкладышей.
На рис. 4.26 показана конструкция многоклинового подшипни-
ка, в которой возникновение кромочных давлений практически
полностью исключается за счет возможности самоустановки опор-
ных сегментов 1 в направлении вращения и вдоль оси шпинделя.
По своей конструкции упорные гидродинамические подшип-
ники также являются многоклиновыми. В них (рис. 4.27) несущие
масляные клинья выполнены на специальных малозазорных ско-
сах 1, расположенных на опорных поверхностях. Масло к скосам
поступает по специальным канавкам.
Гидродинамические направляющие хорошо работают лишь
при значительных скоростях скольжения порядка 1,5 м/с, кото-
рые соответствуют скорости главного движения в продоль-
но-строгальных и карусельных станках.
Газовое смазывание. В станках в основном применяют опоры с
аэростатической смазкой. Минимальные потери на трение опор с
газовой смазкой обеспечивают большие частоты вращения. При
относительном перемещении узлов, разделенных газовым слоем,
348
Рис. 4.27. Упорный мно-
гоклиновой подшипник
Рис. 4.28. Схема работы аэростатической
опоры:
р„ - давление наддува, - давление воздуха на выходе
дросселя, рй — давление окружающей среды
нет скачков сил трения, поэтому возможно перемещение с мини-
мальной скоростью скольжения. Указанные свойства дают воз-
можность изготавливать высокоточные узлы технологического
оборудования. Максимальные окружные скорости вала в газовых
подшипниках лежат в пределах 300...350 м/с. Ограничением быст-
роходности шпинделей на газовых опорах является динамическая
неустойчивость.
По несущей способности газовые подшипники значительно
уступают подшипникам качения. Поэтому аэростатические под-
шипники применяют в станках, служащих для чистовой, высоко-
скоростной обработки. Такие подшипники (если они правильно
спроектированы и изготовлены) способны работать практически в
безызносном режиме. Это обеспечивает стабильную точность
станка на весь срок его эксплуатации.
Применение аэростатических подшипников требует наличия
систем очистки воздуха, его подвода и регулирования расхода.
Принцип работы аэростатических опор аналогичен принципу
действия гидростатических опор. Воздух под давлением ps подает-
ся через дроссель в рабочий зазор, откуда он поступает в атмосфе-
ру. Несущая способность и жесткость аэростатической опоры
(рис. 4.28) определяется законом распределения давления воздуха
в рабочем зазоре. Дроссель 7 подбирают так, чтобы обеспечить на
входе в рабочий зазор давление pd, равным 0,5...0,7 подводимого
давления ps. Это обеспечивает максимальную жесткость воздушно-
349
Рис. 4.29. Дроссели соплового типа:
а —кольцевая диафрагма; б—простая диафрагма
го слоя. Дроссели (ограничители расхода) автоматически регулиру-
ют давление в смазочном слое в зависимости от величины измере-
ния зазора (внешней нагрузки).
Наиболее распространены сопловые, щелевые и пористые
дроссели.
Сопловые дроссели представляют собой отверстия малого диа-
метра (0,1... 1 мм); реже, для особо крупногабаритных и тяжело на-
груженных опор, используют отверстия диаметром 2...3 мм. Коли-
чество отверстий от 1 до 14. Эти дроссели бывают двух типов: коль-
цевые диафрагмы (рис. 4.29, а), простые диафрагмы (рис. 4.29,6).
Опоры, оснащенные простыми диафрагмами, обеспечивают
большую несущую способность, чем опоры с кольцевыми диа-
фрагмами. Однако первые более склонны к неустойчивости. Это
обусловлено значительным объемом воздуха, находящимся в не-
сущих карманах диаметром Dd.
Сопловые дроссели имеют ряд недостатков: склонность к не-
устойчивой работе при больших давлениях и высоких скоростях;
диаметр диафрагмы определяется величиной рабочего зазора; не-
качественная очистка воздуха ведет к засорению диафрагм.
Для увеличения жесткости опор уменьшают величины рабоче-
го зазора. Это в свою очередь ведет к необходимости уменьшения
диаметра диафрагмы. Обработка отверстий диаметром DdQ менее
0,3 мм затруднена. Поэтому использование диафрагм в опорах с
малыми рабочими зазорами нецелесообразно.
Щелевые дроссели (рис. 4.30) можно использовать во всем диа-
пазоне давлений и нагрузок. Характерными параметрами щели яв-
ляется ее длина Ld и ширина Hd. Длина щели обычно находится в
пределах 3...15 мм, а ширина 5...30 мкм. Путем изменения этих
двух параметров можно осуществить оптимальную настройку опо-
ры (pd = (0,5. ..0,7) ps) даже при малых значениях рабочего зазора h.
350
Конструктивно опоры с щелевым над-
дувом могут быть выполнены со сплош-
ным (рис. 4.30, 6) и дискретным (рис. 4.30,
а) подводом воздуха в зазор. Дискретный
подвод обеспечивает более высокую по
сравнению со сплошным подводом жест-
кость. Это обусловлено устранением пе-
ретечки воздуха по щели из зоны высокого
в зону низкого давления.
Опору выполняют из двух или более
(в зависимости от числа линий наддува)
втулок 1, которые устанавливают в одном
корпусе (рис. 4.31). Щелевые дроссели
образованы занижениями 2 на торцах
втулок (рис. 4.31, а — радиальные опоры)
или проточкой 2 (рис. 4.31, осевые
опоры).
Преимущества щелевых дросселей за-
ключаются в следующем: простота полу-
чения дросселей (путем шлифования
можно получить занижения до 5 мкм); ус-
тойчивость во всем диапазоне скоростей и
нагрузок; малая, по сравнению с диафраг-
Р и с. 4.30. Дроссели ще-
левого типа:
а — для радиальной опоры;
б—для подпятника
мами, возможность выхода из строя из-за
засорения. Недостаток — сложная технология сборки опоры.
Пористые дроссели изготавливают из графита или керамики с
пористой структурой. Характер истечения воздуха из такого дрос-
селя аналогичен течению в щелях. Поэтому его характеристики
сходны с щелевыми опорами.
Рис. 4.31. Конструктивное оформление щелевых дросселей:
а — для радиальной опоры (дискретный вход воздуха); б — для подпятника (сплошной вход
воздуха)
351
a
Ps
Ps
Дроссели выполняют в виде сплошного
кольца (рис. 4.32, а) или в виде таблеток
(рис. 4.32, 6).
Преимущества пористых дросселей
следующие: подшипники с пористыми
дросселями не имеют вибраций во всем
диапазоне нагрузок, т. е. практически при
любом рабочем зазоре (это обусловлено
тем, что пористая стенка поглощает энер-
гию вынужденных колебаний в случае их
возникновения); предельная величина
подъемной силы таких опор выше из-за ра-
&
&
б
Рис. 4.32. Дроссели
пористого типа:
а — в виде сплошного коль-
ца; б — в виде таблеток
ционального распределения давления в за-
зоре. Недостатки: при обработке пористых
материалов происходит засорение пор, что
ведет к неопределенности их расходных ха-
рактеристик; склонность к засорению.
Рабочие поверхности аэростатических
опор по геометрической конфигурации
могут быть следующих видов (рис. 4.33): плоские (прямолиней-
ные, круговые, кольцевые); цилиндрические; конические; сфери-
ческие.
Опоры воспринимают как силу F, так и момент М.
Шпиндельные узлы оборудования на опорах с воздушной
смазкой, как правило, являют собой комбинацию двустороннего
подпятника (реже одностороннего).
б
Рис. 4.33. Геометрия рабочих поверхностей аэростатической опоры:
а — плоская; б— цилиндрическая; в — коническая; г — сферическая
352
Рис. 4.34. Двусторонний кольцевой аэростатический подпятник
Двусторонний кольцевой подпятник состоит из пяты 2 в виде
диска (рис. 4.34), выполненного как единое целое с валом 7, двух
кольцевых аэростатических подпятников 3 и 6, смонтированных
во фланцах 5 и 7, и проставочного кольца 4. Воздух от внешнего
источника (пневмосеть) под давлением ps через распределитель-
ные каналы подается в кольцевые каналы фланцев, и затем через
дроссели (на рисунке показаны кольцевые диафрагмы) и смазоч-
ный зазор подпятников выходит в атмосферу под давлением ра.
При осевой нагрузке на вал F, равной нулю, зазоры в левом и пра-
вом подпятниках равны h{ = h2. Поэтому реакция смазочных сло-
ев также равна нулю, т. е. F} = F2 = 0.
Если пята смещается под действием внешней нагрузки F, то за-
зор hQ в левом подпятнике уменьшается до h{,-a в правом увеличи-
вается на такую же величину до h2. При уменьшении зазора сопро-
тивление его истечению воздуха возрастает. Это сопровождается
ростом противодавления на дросселях, а среднее давление в зазоре
увеличивается до тех пор, пока результирующая реакция смазоч-
ного слоя Fi со стороны левого подпятника не уравновесит внеш-
нюю нагрузку F и реакцию смазочного слоя со стороны правого
подпятника F2. Таким образом, суммарная реакция смазочных
слоев двустороннего подпятника, уравновешивающая внешнюю
нагрузку, равна алгебраической сумме реакций смазочных слоев
каждого из подпятников: F= F}= F2.
На рис. 4.35 приведена конструкция радиального аэростатиче-
ского подшипника. От внешнего источника газ подается в кольце-
вой канал корпуса 3, откуда под давлением ps через два ряда дрос-
23 - 5845 353
Рис. 4.35. Радиальный двухрядный аэростатический подшипник
селей 4 (кольцевая диафрагма) поступает в зазор между цапфой
вала 1 и подшипниковой втулкой 2 и затем течет к торцу подшип-
ника, где он выходит под давлением ра в окружающую среду. Так
же, как и в подпятнике, газ, проходящий через каждый дроссель,
подвергается действию двух последовательно соединенных сопро-
тивлений: самого дросселя и зазора на длине от плоскости отвер-
стий наддува до торца подшипника. При концентрическом поло-
жении цапфы в подшипнике (е = 0) сопротивление течению газа в
зазоре везде одинаково. Поэтому и давления газа в любой точке
кольцевого сечения зазора равны.
Если цапфа вала под действием внешней силы смещается от-
носительно втулки подшипника на величину е = ей0, то сечение
кольцевого зазора становится переменным. Ввиду этого сопротив-
ления течению газа в зазоре будут различными по величине, что
сопровождается соответствующим изменением противодавления
на дросселе (давление pd на входе в зазор). В зоне минимального
Рис. 4.36. Схемы компоновки шпинделей
на аэростатических опорах
354
Рис. 4.37. Шпиндельный узел шлифовального станка
зазора /zmin давление на входе в зазор максимально и, наоборот, в
зоне максимального зазора hmax — минимально. Таким образом,
образующаяся разность давлений в смазочном слое создает силу,
уравновешивающую внешнюю силу F.
Наиболее распространены следующие схемы компоновки
Шпиндельных узлов: с двумя радиальными и двумя осевыми опо-
рами (рис. 4.36, а, б) — используют преимущественно в станках,
предназначенных для обработки цилиндрических поверхностей
(шлифование, точение); для обработки торцовых поверхностей
(рис. 4.36, в, г).
На рис. 4.37 показан шпиндельный узел шлифовального стан-
ка, выполненный по схеме (см. рис. 4.36, а). Шпиндель 2 шлифо-
вального круга смонтирован на двух радиальных подшипниках
диаметром 95 мм и длиной 140 мм каждый.
Торцы шпинделя вместе с фланцами образуют два плоских
осевых аэродинамических подпятника. К радиальным и осевым
аэростатическим опорам шпинделя воздух поступает через внут-
ренние каналы 4. Последние соединены с круговыми проточками
^бронзовых вкладышей 1. Воздух, пройдя через дроссели 7, попа-
дает в рабочий зазор, а затем в атмосферу. К осевым опорам воздух
поступает через систему каналов в корпусе шпиндельного узла и
фланцах 5, 8 и отверстия наддува во втулках 3. Уплотнительные
кольца 9 служат для устранения утечек воздуха в местах стыков.
Выбор конструктивных параметров опоры. Габаритные размеры
Подшипников и подпятников выбирают из конструктивных сооб-
23* 355
ражений, всегда желательно их иметь возможно большими, так
как они определяют несущую способность и жесткость опоры. От-
ношение длины к диаметру радиального подшипника следует
брать равным или несколько меньшим 1,5. Для высокоскоростных
опор это отношение обычно равно 0,7... 1.
Для улучшения статических характеристик радиальных опор
обычно используют две линии наддува, которые располагаются в
опоре. Расстояние между ними примерно равно половине длины
опоры.
Подпятники обычно имеют одну линию наддува.
При проектировании узлов на аэростатических опорах стре-
мятся обеспечить их максимальную жесткость. Для этого опреде-
ляют из конструктивных и технологических соображений мини-
мальную величину зазора. Далее выявляют параметры дросселей,
обеспечивающих оптимальные с точки зрения жесткости отноше-
ния давления наддува к давлению на входе зазор (pd/ps = 0,6...0,7),
т. е. проводят оптимизацию по параметрам дросселей. Зазор h
обычно выбирают равным 15. ..20 мкм. Число дросселей типа диа-
фрагма берут равным 3,14 х Д/45...55 (где D — диаметр, мм) с ок-
руглением до целого числа в большую сторону, причем число от-
верстий не должно быть меньше трех. Диаметры /^отверстий над-
дува принимают 0,4...0,5 мм. Длину щели в щелевых дросселях вы-
бирают в диапазоне 3...10 мм, а ширину щели — 8...20 мкм.
Подшипники и подпятники изготавливают из бронзы или графита
для исключения задиров рабочих поверхностей при их контакте.
4.2. Системы и устройства смазки
Точность перемещения узлов металлообрабатывающих стан-
ков и другого оборудования, плавность и бесшумность работы пе-
редач, КПД, безотказность и долговечность работы механизмов,
сохранение ими технологической точности на протяжении дли-
тельного времени зависят напрямую от работы системы смазыва-
ния и составляющих ее элементов, поскольку выход из строя дета-
лей и узлов из-за заеданий и задиров приводит к значительному
материальному ущербу.
В современном оборудовании узлы трения работают в различ-
ных условиях и на разных режимах. Их надежное и продолжитель-
ное функционирование при различных условиях эксплуатации
обеспечивается путем оптимизации режимов смазывания как по
количеству подаваемого смазочного материала, так и по перио-
дичности его подачи. Увеличение расхода смазочного материала
356
больше определенного уровня не снижает коэффициент трения и
интенсивность изнашивания, но ведет к усложнению конструк-
ции устройств смазки и повышению стоимости эксплуатации обо-
рудования. Кроме того, выбор системы смазывания часто опреде-
ляет рабочие характеристики смазываемого узла; например,
шпиндельные узлы, выполненные на опорах качения, при смазы-
вании их жидким или распыленным смазочным материалом обла-
дают значительно большей быстроходностью, чем при использо-
вании пластичных смазок.
Разработаны и используются для узлов трения высокоэффек-
тивные композиционные износостойкие материалы и покрытия, а
также самосмазывающиеся материалы типа ПОЛИСАМ на основе
полиамидов, фторополимеров, наполненных армирующими до-
бавками (модифицированных графитовых, углеродных и стеклян-
ных волокон) и дисперсными добавками (графита, дисульфида
молибдена, низкомолекулярных фторопластов и т. п.). Эти мате-
риалы обладают высокой износостойкостью, низкими коэффици-
ентами трения, повышенной нагрузочной способностью в сравне-
нии с исходными материалами. Композиционные материалы мо-
гут применяться как для изготовления узлов трения, так и для соз-
дания покрытий на трущихся поверхностях, после чего они могут
работать без дополнительного смазывания.
Разработаны также трибоэлектрохимические методы повыше-
ния ресурса оборудования. Эти методы основаны на явлении вос-
становления изношенных поверхностей трущихся деталей и сма-
зочных сред непосредственно в изделиях в процессе эксплуата-
ции. Компенсация износа деталей по массе и геометрическим па-
раметрам осуществляется за счет направленного переноса металла
в пары трения с вводимых в узел специальных вставок-анодов.
При этом вместо смазочного материала на основе нефтепродуктов
применяется маслозаменяющая рабочая среда на водной основе.
При использовании трибоэлектрохимических методов в узлах и
агрегатах машин, имеющих жидкостную смазочную ванну, ресурс
работы узла увеличивается более чем в 10 раз.
4.2.1. Развитие смазочной техники
В общем случае все смазочные системы и устройства служат
для своевременной подачи, распределения и подвода необходимо-
го количества смазочного материала к поверхностям трения, кон-
троля его поступления, поддержания требуемого режима смазыва-
ния, а также очистки и хранения смазочного материала.
Развитие смазочных устройств и систем смазки связано с со-
вершенствованием конструкций машин и механизмов. Это разви-
357
тие идет в направлении от ручного смазывания к автоматизиро-
ванному, от принципа «чем больше, тем лучше» к точной дозиров-
ке смазки при периодической подаче, от бесконтрольной подачи
смазки к контролируемой.
Требования, которые предъявляются к системам смазывания
оборудования, определяются их служебным назначением:
— обеспечение подачи смазочного материала к как можно
большему числу трущихся пар от одной системы (централизован-
ные системы);
— использование автоматических устройств для подачи рас-
пределения смазочного материала, выполнения цикла смазыва-
ния, контроля за ее подачей, защиты и сигнализации о неисправ-
ностях;
— возможность регулирования количества (дозы) смазочного
материала, подаваемого к точкам смазывания, применения сма-
зочных материалов различной вязкости;
— применение устройств эффективной очистки смазочного
материала;
— удобство и экономичность эксплуатации.
Для подачи смазочного материала к трущимся поверхностям
используют: силу тяжести (при подаче смазочного материала са-
мотеком из баков, при капельном смазывании и т. п.); капилляр-
ное давление (при смазывании с помощью фитилей, войлочных
подушек, пористых втулок и т. п.); силу вязкости трения смазочно-
го материала и перемещающейся в нем смазываемой поверхности
(при смазывании в масляной ванне, с помощью фрикционных на-
сосов, колец и т. п.); давление на свободную поверхность смазоч-
ного материала (при использовании масленок); центробежную
силу и силу скоростного напора жидкости (при подаче смазочного
материала винтовыми устройствами, конусными вращающимися
насадками и т. п.); перепад давления, создаваемый механизмом
либо внешним насосом; силу инерции частиц смазочного мате-
риала (при смазывании разбрызгиванием или распылением).
4.2.2. Назначение, классификация смазочных систем
Современное машиностроительное оборудование имеет боль-
шое количество пар трения, к которым нужно подавать определен-
ные смазочные материалы в требуемом количестве и в определен-
ное время. Наибольшее распространение получили различного
рода централизованные смазочные системы, которые классифици-
руют по следующим признакам: дозированию смазочного мате-
риала, распределению потока от источника питания системы, пе-
358
риодичности подачи смазочного материала в магистрали системы,
степени очередности его поступления к смазываемым точкам, ха-
рактеру его циркуляции в системе, виду привода нагнетателя и
способу контроля за подачей смазочного материала к трущимся
поверхностям.
По принципу дозирования смазочного материала различают
системы объемного дозирования и системы с регулированием расхода
посредством сопротивлений.
По принципу распределения смазочного материала различают
системы с индивидуальными магистралями и системы с общей маги-
стралью связи точек смазывания с источником питания.
Первая группа включает системы смазывания на базе много-
поточных насосов различного типа, вторая — все остальные сис-
темы смазывания, которые обслуживаются однопоточными насо-
сами, соединенными с точками смазывания разветвленными тру-
бопроводами с распределителями и питателями.
Во второй группе можно выделить одномагистральные и двух-
магистральные системы. Эти системы характеризуют числом тру-
бопроводов, связывающих распределители и дозаторы с насосом
питания системы.
В зависимости от характера и периодичности поступления
смазочного материала к точкам смазывания системы подразделя-
ются на непрерывного и периодического смазывания.
В системе непрерывного смазывания подача смазочного мате-
риала осуществляется постоянно в течение всего времени работы
машины или ее отдельных узлов. Периодичность подачи варьиру-
ется путем регулирования времени отключения магистралей сис-
темы источника питания или времени паузы в работе привода на-
соса системы, либо другими способами. Ксистемам непрерывного
смазывания относят системы дроссельного регулирования, а также
аэрозольного смазывания (или смазывания масляным туманом).
В системах периодического смазывания регулирование подачи
смазочного материала может выполняться любым способом.
По степени очередности подачи смазочного материала систе-
мы непрерывного и периодического смазывания подразделяют на
системы с одновременным (параллельным) подводом и системы с по-
следовательной подачей.
В первом случае смазочный материал может подаваться непре-
рывно или периодически, во втором только периодически. Одно-
магистральные системы с дозаторами (питателями), которые сра-
батывают одновременно при подаче импульса давления, называют
импульсными.
359
В зависимости от характера циркуляции смазочного материала
системы подразделяют на проточные и циркуляционные.
В проточной системе смазочный материал подается в рабочую
зону малыми дозами, используется один раз и не возвращается в
резервуар.
В циркуляционной системе смазочный материал, циркулируя
между смазываемыми объектами и резервуаром, используется
многократно. При этом необходимо постоянно и тщательно вы-
полнять очистку смазочного материала от продуктов износа на
сливе в резервуар и перед его подачей к смазываемому узлу.
При смазывании подшипниковых узлов механизмов техноло-
гического оборудования необходимо учитывать связь между рас-
ходом масла и температурой узла. При необоснованно малом рас-
ходе масла увеличиваются потери мощности и температура опоры,
с ростом расхода масла температура и потери мощности снижают-
ся до некоторого минимума (при достаточном смазывании), а при
дальнейшем увеличении расхода масла потери мощности и темпе-
ратура вновь возрастают (за счет перемешивания масла). Вследст-
вие этого наилучшие результаты обеспечиваются при капельном
смазывании подшипников, которое дает в высокоскоростных
опорах 6—8-кратное снижение потерь мощности.
Наиболее целесообразно использовать в смазочных системах
те типы приводов, которые позволяют автоматизировать процесс
смазывания. Автоматизированный привод просто и надежно обес-
печивает подачу смазочного материала к трущимся поверхностям
в заданном количестве и с необходимой частотой. В нагнетателях
смазочных устройств используется электрический, гидравличе-
ский и пневматический приводы.
4.2.3. Устройство и принцип действия
систем смазывания
Системы с насосным и дроссельным распределением приме-
няются в основном для непрерывной подачи смазочного мате-
риала.
Системы с насосным распределением имеют шестеренный либо
поршневой многоотводный насос, непосредственно соединенный
трубопроводами со смазываемыми точками оборудования (рис.
4.38). Смазочный материал может подаваться в точки смазывания
с относительно высоким противодавлением. В системах циркуля-
ционного и гидростатического смазывания используются шесте-
ренные насосы. Система смазывания не имеет дополнительных
360
Рис. 4.38. Система непрерывной подачи смазочного материала с насосным
распределением
сопротивлений — дросселей, распределителей и т. д. Применяет-
ся объемный принцип дозирования смазочного материала, при
котором величина подачи определяется объемом масла, вытесняе-
мым рабочим элементом насоса или дозирующего устройства. Ве-
личину подачи можно изменять путем регулирования величины
вытесняемого объема. Доза подаваемого смазочного материала
незначительна. Возможна подача к различным точкам смазывания
различных сортов смазочных материалов спаренными насосами.
Дроссельные системы смазывания в основном применяют для
жидкого смазочного материала в циркуляционных системах не-
прерывной подачи. В системах с регулированием расхода за счет
изменения сопротивления подача масла регулируется при посто-
янной производительности насоса или при постоянном расходе
источника питания путем дросселирования потока и сброса из-
бытка масла через клапаны. Перераспределение потоков осущест-
вляется путем изменения сопротивления питающих магистралей
введением местных сопротивлений (дросселей, сопл и т. п.) или
различных сечений трубопроводов. Дозирование масла от нагне-
тателя производится путем изменения гидравлических сопротив-
лений смазочных линий. Дроссельные системы работают лучше
при больших расходах масла.
Нагнетатель является смазочной станцией (рис. 4.39), содер-
жащей насос 2, приемный 7, напорный 3, сливной 13 и заливной
72 фильтры, блок контрольных устройств (реле уровня 77, предо-
хранительный клапан 4, манометр и т. п.). В качестве маслораспре-
делительных устройств используются регулируемые 7 или нерегу-
лируемые 6дроссели, а также смазочные магистрали 5 (трубопро-
воды соответствующей длины и диаметра). В ответственных слу-
чаях применяют дроссельные блоки 8 с указателями потока и
ротаметрами 9и регуляторы потока 10, которые поддерживают по-
зы
Рис. 4.39. Система непрерывной подачи смазочного материала с дроссель-
ным распределением
стоянство расхода через дроссель, независимо от давления в сма-
зочной магистрали.
Для неответственных узлов, работающих периодически в усло-
виях наибольших скоростей и нагрузок, применяют периодическое
смазывание без давления. Масло поступает к трущейся паре само-
теком по каналу или трубопроводу от пресс-масленки. При этом
трение происходит в каждый момент времени в различных услови-
ях — при избытке либо при недостатке масла.
В узлах, работающих периодически, с малыми зазорами, в
труднодоступных для обслуживания местах, масло подается под
давлением одноплунжерными насосами с ручным или периодиче-
ски действующим механическим приводом.
Широко используются системы непрерывной подачи смазоч-
ного материала самотеком либо под давлением. Масло подается к
трущимся поверхностям капельными масленками, различными
кольцами, разбрызгивателями, роликами и т. д.; элементы зубча-
тых редукторов смазываются в масляной ванне. Непрерывное сма-
зывание под давлением применяется для ответственных передач,
крупных подшипников, а также гидростатических опор. Подшип-
ники качения смазываются проточным маслом или пластичным
смазочным материалом.
Подача масла производится различными насосами с механиче-
ским приводом, обеспечивающими требуемую производитель-
ность и нужное давление.
Широко применяется смазывание трущихся поверхностей аэ-
розолями — масляным туманом (см. рис. 4.41). Распыленное на
мельчайшие частицы в струе сжатого газа масло переносится к
трущимся поверхностям и, осаждаясь на них, смазывает их. Этот
362
метод используется для смазывания
пневматического оборудования, под-
шипников скольжения и качения, зубча-
тых передач, направляющих различных
узлов и т. п.
Для распыления масла применяют
любой сжатый газ (под давлением до
0,2...0,6 МПа), химически нейтральный к
маслу, смазываемым деталям и безопас-
ный для обслуживающего персонала.
Обычно используют сжатый воздух,
как наиболее дешевый и доступный ис-
точник энергии. Энергия сжатого воздуха
расходуется на распыление, транспорти-
ровку масла, его конденсацию на тру-
щихся поверхностях деталей и на их охла-
ждение.
Рис. 4.40. Схема масло-
распылителя
Система смазывания масляным туманом обычно состоит из
устройства подготовки воздуха (фильтр, влагоотделитель, регуля-
тор давления, электромагнитный кран включения подачи), масло-
распылителя (генератор масляного тумана), реле давления, систе-
мы трубопроводов для транспортировки и сопла для создания ус-
ловий конденсации масла.
Главным элементом этой системы является генератор-масло-
распылитель (рис. 4.40). Сжатый воздух подается через входное от-
верстие 2в головку 3 распылителя. При его прохождении через су-
жающийся канал /происходит местное понижение давления, ко-
торое вызывает подъем масла по трубке 1 из резервуара 10. Масло
выпадает в виде отдельных капель из капельницы 4, расположен-
ной под прозрачным колпачком 5, и втягивается в капиллярное
отверстие б, распыляясь на выходе из него в потоке сжатого возду-
ха. Микрочастицы (менее 2 мкм) захватываются потоком воздуха и
выносятся в выходное отверстие 8, более крупные частицы масла
осаждаются на поверхности отражателя 9 и, конденсируясь в кап-
ли, стекают в резервуар. Воздух и готовая масловоздушная смесь
дозируется дросселями на входе и выходе генератора соответст-
венно.
Эффективность смазывания масляным туманом определяется
степенью конденсации масла на смазываемых поверхностях дета-
лей, которая, в свою очередь, зависит от величины кинетической
энергии частиц масла в трубопроводе и в насадках-соплах, повы-
шающих скорость масловоздушной струи.
363
Рис. 4.41. Конструктивные формы сопл систем смазывания
масляным туманом
Конструкция сопл, их размеры и форма изменяются в зависи-
мости от требований к количеству подаваемого масла, условий ра-
боты смазываемого узла, его конструктивного исполнения и раз-
меров. Сопла выполняют в виде отдельных втулок, монтируемых в
деталях смазываемого узла, или сверлений в тех же деталях с от-
дельным соплом (рис. 4.41). Конструктивные формы сопл выбира-
ют в зависимости от условий эксплуатации смазываемых узлов.
Прямое концевое сопло (рис. 4.41, а, г) при давлении масляного
тумана в 0,05 МПа обеспечивает конденсацию до 75 % масла. По-
этому такие сопла используют для смазывания закрытых подшип-
ников качения, работающих с большой частотой вращения. При-
менение вихревого потока, который создается вращением под-
шипника, дает дополнительную конденсацию 10...24 % масла. В
открытых подшипниковых узлах при больших частотах вращения
деталей (окружная скорость порядка 600 м/мин) используют сопла
«принудительного питания» (рис. 4.41, 6). Дополнительно пода-
ваемый воздух (дополнительно к потоку, образующему масловоз-
душную смесь) поступает в сопло под давлением 0,07 МПа в коли-
честве примерно 8 л/мин.
Повышение эффективности смазывания и охлаждения дости-
гают путем увеличения количества сопл, а не их проходного сече-
ния. На выходе из сопла скорость масляного тумана достигает
30...50 м/с. Сопла располагают перед смазываемыми поверхностя-
ми на расстоянии 3...25 мм так, чтобы сконденсированное масло
увлекалось в зону трения трущимися деталями. При смазывании,
например, шариковых радиально-упорных и конических ролико-
364
Рис. 4.42. Схема подвода масляного тумана к опорам борштанги расточно-
го агрегатного станка
подшипников сопла располагают со стороны наименьшего диа-
метра. Это дает возможность использовать создаваемый опорой
насосный эффект. При смазывании зубчатых передач сопла мон-
тируют перед шестерней на 90... 120° выше зоны зацепления, а для
реверсивных пар зубчатых колес их устанавливают с двух сторон от
зоны зацепления.
В качестве примера показана система подвода масляного тума-
на к опорам борштанги расточного агрегатного станка (рис. 4.42).
Сопла выполнены в виде втулок 2, которые запрессованы в корпу-
се опоры перед подшипниками. Распыленное масло подается по
центральному каналу 7 в корпусе опоры и далее к каждому под-
шипнику через отдельное сопло. Отработанное масло и сжатый
воздух удаляются через соответствующие дренажные отверстия 3.
Проходное сечение дренажного отверстия выполняют больше
проходного сечения сопла как минимум в два раза.
Системы смазывания с циклической подачей обеспечивают оп-
тимальное дозирование подачи масла. Это повышает надежность
смазки и поддерживает рациональный расход смазочного мате-
риала. Такие виды смазки могут являться составной частью цирку-
ляционных систем и подключаются к напорным магистралям че-
рез соответствующие распределители.
365
2 3 3
3
Рис. 4.43. Системы смазывания:
а — двухмагистральная с циклической подачей; б—с импульсной подачей смазочного мате-
риала
В одномагистральных системах один и тот же трубопровод яв-
ляется питающим и управляющим (в системах с объемным и дрос-
сельным регулированием подачи), а в двухмагистральных дозато-
ры стыкуются с реверсивным золотником с помощью двух трубо-
проводов, каждый из которых служит одновременно питающим и
управляющим, выполняя эти функции поочередно.
В двухмагистральной системе объемного дозирования (рис.
4.43, а) каждый из питателей 3 попеременно сообщается либо с на-
сосом 1, либо со сливом через распределитель 2. При срабатыва-
нии питателей они подают определенную порцию масла к точкам
смазывания. После срабатывания всех питателей давление в на-
порной магистрали увеличивается, и реле давления 4дает команду
на включение распределителя 2. При этом напорная и сливная ма-
гистрали меняются местами, и выполняется второй цикл подачи
масла, который контролируется реле давления 5. После окончания
цикла насос 1 и распределитель 2 выключаются до повторного
включения от прибора управления в соответствии с заданным ре-
жимом смазывания. Питатели соединяются с магистралями на-
гнетания параллельно, вследствие этого сечения трубопроводов
могут быть большими, с малым сопротивлением. Такая конструк-
ция двухмагистральных систем обеспечивает их работу с магистра-
лями значительной протяженности и позволяет использовать пла-
стичные смазочные материалы.
В импульсной смазочной системе смазочный материал подается
ко всем поверхностям трения одновременно. Отличие этой сис-
темы от остальных в том, что ее распределительные устройства
(импульсные питатели) объемного дозирования работают с одной
366
магистралью, в которой создается импульсный режим давления
(т. е. магистраль попеременно связывается то с нагнетателем, то со
сливом).
Импульсная система смазывания (рис. 4.43, 6) в общем случае
состоит из нагнетателя 1, импульсных питателей 3, 4 и контроль-
но-регулирующей аппаратуры.
Питатели в импульсной системе подключают к нагнетателю
параллельно. Нагнетатель может иметь ручной, механический или
пневматический привод. При подаче питания на прибор управле-
ния включается двигатель нагнетателя 1 (смазочной станции), и
масло подается к импульсным питателям, которые, срабатывая,
выдают заданные порции масла в точки смазывания непосредст-
венно либо через аппаратуру контроля. Простые импульсные сис-
темы не имеют в своем составе средств централизованного кон-
троля. При необходимости контроля над поступлением масла к
смазываемым точкам между ними и питателями располагают
индивидуальные аппараты дистанционного или визуального кон-
троля. В ряде случаев сами питатели оснащаются устройствами
контроля.
После срабатывания питателей давление в напорной магистра-
ли увеличивается (питатели не проточны, а насос продолжает ра-
ботать), и при достижении заданной величины настройки реле
давления 5 выдает сигнал на прибор управления, который через
определенное время выключает двигатель смазочной станции и
начинает отсчет времени до следующего включения. Если за на-
значенное время сигнал из-за негерметичности системы от реле не
поступит, то осуществляется блокировка оборудования и
нагнетатель отключается.
После отключения привода нагнетателя распределитель 2 со-
единяет напорную магистраль с баком. Давление в магистрали
уменьшается до величины настройки подпорного клапана 6, ис-
ключающего опорожнение подводящей магистрали, и питатели
готовятся к следующему циклу работы (перезаряжаются).
Повторное включение насоса определяется настройкой при-
бора управления. При уменьшении давления в магистрали до за-
данной величины, которая гарантирует перезарядку питателей,
срабатывает реле давления. В противном случае прибор управле-
ния не подаст сигнал на включение двигателя и блокирует работу
смазываемого агрегата.
Импульсные системы смазывания широко применяют в ма-
шиностроении, что обусловлено простотой конструкции питате-
лей, удобством монтажа и обслуживания и возможностью подачи
367
Рис. 4.44. Последовательная система смазывания с циклической подачей
малых порций смазочного материала. Недостатком этих систем
является отсутствие надежного контроля над поступлением масла
в точки подвода.
Эти системы наиболее часто используются для периодическо-
го смазывания направляющих скольжения, приводов подвижных
узлов, трущихся поверхностей зажимных и фиксирующих меха-
низмов оборудования и приспособлений.
Последовательные смазочные системы используются в боль-
шинстве автоматических систем смазывания оборудования. Они
являются одномагистральными системами, в которых масло по-
ступает к трущимся поверхностям деталей через последовательно
работающие питатели (рис. 4.44).Системы периодического смазы-
вания последовательного действия более прогрессивны. В них ка-
ждая из смазываемых точек получает питание через промежуток
времени, определяемый временем срабатывания всех питателей,
расположенных последовательно до и после них.
Масло от насоса 1 подается к центральному питателю 4 и от
него — к вторичным питателям 8 и 9. От питателей масло может
подаваться к питателям третьего каскада и т. д. Отводы питателей
любого каскада могут подавать масло в точку смазывания. Питате-
ли обеспечивают последовательную подачу масла к трущимся по-
верхностям. Повторное поступление масла в данную точку воз-
можно только после завершения подачи к остальным точкам.
После отработки заданного числа циклов в прибор управления
70 поступает сигнал отдатчиков циклов 77, в соответствии с кото-
рым насос отключается и начинается отсчет времени паузы до сле-
дующего включения. Таким образом, один датчик циклов контро-
лирует работу всей системы. Такие системы наиболее рациональ-
368
и>1 для уникального оборудования, имеющего большое количест-
во точек смазывания.
Если возникла неисправность в любой точке системы, то сиг-
нал от датчика циклов отсутствует; золотники всех питателей при
этом блокируются. Место неисправности обнаруживается с помо-
щью штоков-индикаторов 3, которые указывают на наличие избы-
точного давления. Контроль обрыва трубопровода осуществляется
индикатором разрыва линии. Он состоит из обратного клапана 5,
указателя разрыва 6 и напорного клапана 7. Если давление в на-
порной магистрали уменьшается, шток указателя разрыва 6 опус-
кается, закрывая подачу масла в трубопровод. При очередном цик-
ле центральное реле давления 2 фиксирует резкое повышение дав-
ления перед указателем, сигнализируя о неисправности.
Главным элементом последовательной смазочной системы яв-
ляется блок питателей, который состоит из корпуса и золотников,
соединенных соответствующими каналами. Каждый золотник од-
новременно выполняет функции дозатора и управляет следующи-
ми золотниками.
К недостаткам последовательных смазочных систем можно от-
нести отсутствие регулирования при необходимости изменения
дозы масла в одном из отводов; конструктивные трудности развод-
ки трубопроводов, отходящих от одного блока питателей.
В станках применяются различные устройства для подвода
СОЖ в зону резания. Конструктивной сложностью отличаются
устройства, которыми оснащаются станки для обработки глубоких
отверстий. К ним относятся маслоприемники.
Маслоприемник — устройство, применяемое на станках для
глубокого сверления и растачивания при наружном подводе СОЖ.
Он монтируется в направляющей стойке станка и обеспечивает
подвод потока СОЖ в зазор между инструментом и стенкам отвер-
стия в заготовке, уплотнение в местах соприкосновения его дета-
лей с заготовкой и стеблевой частью инструмента, а также коорди-
нацию и направление режущей части инструмента в начале работы
посредством кондукторной втулки. Маслоприемник часто ис-
пользуют для базирования конца заготовки, обращенного к масло-
приемнику, а также для гашения вибраций инструмента.
На рис. 4.45 показан маслоприемник, позволяющий подводить
СОЖ под давлением до 6 МПа при частоте вращения заготовки до
1000 мин-1. Он состоит из неподвижной втулки 7, закрепленной в
передней стойке станка и установленной в ней подвижной в осе-
вом направлении пиноли 8. В отверстии пиноли находится кон-
дукторная втулка 4, служащая для направления рабочей части ИН-
24-5845 3 69
Рис. 4.45. Маслоприемник для подвода СОЖ с давлением до 6 МПа
струмента в начале его работы. На переднем конце пиноли распо-
ложены защищающий от разбрызгивания СОЖ корпус и вращаю-
щееся на радиальном и упорном подшипниках уплотнительное
устройство, состоящее из кольца 2 с торцовым уплотнением 1. Уп-
лотнительное устройство вращается вместе с заготовкой. Поджа-
тие уплотнительного устройства к заготовке производится гайкой
5, при вращении которой пиноль перемещается в осевом направ-
лении и поджимает с усилием поджатия пружин 6торцовое уплот-
нение 1 к торцу заготовки. Продольный ход пиноли ограничен па-
зом, в который входит палец. Во время работы под давлением про-
текающей через маслоприемник СОЖ пиноль стремится перемес-
титься в направлении подачи инструмента и дополнительно
поджимает уплотнение 1 к торцу заготовки. Это обеспечивается
путем подбора диаметрального размера кольца 2 в зависимости от
диаметра пиноли. Между кольцом 2и неподвижной кондукторной
втулкой 4 установлено лабиринтное уплотнение 3. Таким же обра-
зом уплотнен вращающийся вместе с инструментом шпиндель 11,
в котором имеется втулка 14иля направления стебля инструмента.
Шпиндель смонтирован на подшипниках в стакане 10, закреплен-
ном на заднем торце втулки 7. Стебель в шпинделе уплотнен саль-
никовой набивкой 13, ее затяжку можно выполнять в процессе ра-
боты. Для облегчения затяжки между гайкой и нажимным коль-
цом 72смонтирован подшипник. СОЖ в маслоприемник поступа-
ет через патрубок 9, который имеет боковое резьбовое отверстие
под штуцер манометра. Маслоприемник длительное время надежно
работает при кольцевом сверлении отверстий диаметром 60...80 мм
д длиной 6000 мм. Переналадка маслоприемника на другой диа-
метр сверления проста.
5 На рис. 4.46 приведен маслоприемник, обеспечивающий на-
дежную работу при подводе СОЖ под высоким давлением (до
ДО МПа) и вращении заготовки с частотой до 3600 мин-1. Масло-
приемник располагается в передней стойке станка. В корпусе 4 на
трех шариковых подшипниках смонтирован вращающийся шпин-
дель б, на переднем конце которого в отверстии находится под-
вижная в осевом направлении втулка 2, имеющая коническое от-
верстие с конусностью, равной конусности наружной поверхно-
сти конца заготовки 7. Сопряжением двух конических поверхно-
стей заготовки и втулки обеспечивается надежное уплотнение при
поджатии втулки 2 к заготовке. Поджатие производится двумя пу-
тями: перед работой — подведением маслоприемника втулкой 2 к
’Заготовке 1 с поджатием тарельчатых пружин 5; во время рабо-
ты — за счет давления СОЖ, действующего на задний торец втул-
*4» 371
0910
Рис. 4.46. Маслоприемник для подвода СОЖ с высоким давлением (до 10 МПа) при скоростном сверлении
отверстий малого диаметра (до 30 мм)
5 6
Рис. 4.47. Гидросхема станции смазки:
1 — гидробак; 2 — насос; 3, 8 — фильтры; 4 — предохранительный клапан; 5 — реле давления;
б—манометр; 7—кран; Д— отвод в систему смазки; РД— подвод к реле давления;
СС—слив из системы
ки. Утечке СОЖ между вращающимся шпинделем 6 и неподвиж-
ной втулкой 7, имеющей кондукторную втулку 10, препятствует
лабиринтное уплотнение 5. Температурные удлинения заготовки
компенсируются сжатием пружин 3. Подвод СОЖ осуществляется
через патрубок 8 м. далее через тангенциальное отверстия Б во втул-
ке 7в зазор между втулками 7и 9. Такая система подвода предохра-
няет стебель инструмента от ударных нагрузок, вызываемых пуль-
сацией СОЖ. На заднем конце установлено уплотнение стебля ин-
струмента. Утечки СОЖ отводятся от подшипников по специаль-
ным отводным каналам.
Для смазывания пар трения в приспособлениях, которыми ос-
нащаются агрегатные станки (АС) и автоматические линии (АЛ)
применяют дозирующие устройства, подключающиеся к станции
Смазки. Гидросистема типовой станции смазки для АЛ и АС при-
ведена на рис. 4.47. Вместимость гидробака 20 л, производитель-
ность насоса при частоте вращения 910 мин-1 5 л/мин; номиналь-
ное давление 3 МПа. Масло, используемое для смазки, «Турбин-
Ное-22П». Станция смазки, периодически включаемая в работу,
Аодает масло к дозаторам, которые смонтированы на приспособ-
лении.
iV' Одноточечный дозатор приведен на рис. 4.48, а. Масло подает-
ся от станции смазки по штуцеру 4 через отверстие А и поступает в
Йолость 5; поршень 5 остается поджатым к торцу пробки 7, а зо-
лотник 3, преодолевая сопротивления пружины 2, перемещается
До упора в гайку 1. При этом перекрывается отверстие Ж, разъеди-
няются полости Ди Е, открывается отверстие Г, через которое ма-
гистраль подвода масла соединяется через отверстие Б с полостью
Поршень 5вместе с золотником 3 сжимает пружины 2 и 8 и пе-
373
Рис. 4.48. Дозаторы:
а — одноточечный; б — поршневой проходного типа; 7 — пружина; 2 — поршень; 3 — золот-
ник; 4 — корпус; 5 — заглушка; в — групповой; г — одноточечный
ремещается до упора в торец корпуса 6. Полость Д между торцами
пробки 7и поршня 5заполняется маслом, а доза масла из полости
Е через отверстие И подается в зону смазки.
После подачи масла к смазываемым точкам давление в магист-
рали повышается, срабатывает реле давления станции смазки, от-
ключая насос. При падении давления в магистрали подвода масла
золотник 3 под действием пружины 2 перемещается до упора, пе-
рекрывает отверстие Г, разъединяет подводящую магистраль и по-
лость Д, открывает отверстие Ж, после чего поршень 5 с золотни-
ком под действием пружин возвращается в исходное положение:
масло из полости Дчерез отверстия Б и ^вытесняется в полость Е,
заряжая дозатор.
Принцип работы поршневого дозатора проходного типа, при-
веденного на рис. 4.48, б, аналогичен.
374
В ряде конструкций АЛ используют групповые дозаторы. В че-
тырехточечном дозаторе (рис. 4.48, в) масло под давлением посту-
пает в центральный канал Г, сообщающийся с полостями В, число
которых соответствует числу отводов к точкам смазки. Под давле-
нием масла золотник 3 смещается до упора втулки 5, смонтирован-
ной на кольце 4, в пробку 6; при этом полость А отделяется от по-
лости В. Масло под давлением сжимает манжету 2 и по зазору меж-
ду золотником 3 и корпусом 1 поступает в полость Б. Поршень 9
перемещается вверх до упора в винт 8 или втулку 7. Дозатор заря-
жается маслом. При падении давления в полости 7" золотник 3 под
давлением в полости Б, создаваемым пружиной 10, перемещается
вправо, соединяя полость Б и А. Манжета не допускает утечки мас-
ла в канал Г. Поршень 9 под действием пружины 79 вытесняет мас-
ло из полости Б в полость А, подавая его к точке смазывания.
Схема одноточечного дозатора показана на рис. 4.48, г. Под
давлением масла клапан 2 вместе с манжетой 3и втулкой 4переме-
щается вверх до упора втулки в нижний торец трубки 5. Затем мас-
ло, отжимая усики манжеты 3, поступает под манжету 6 и переме-
щает ее вместе со втулкой 7вверх до упора в торец ниппеля 9, сжи-
мая при этом пружину 8 и вытесняя масло из камеры Б к отверстию
Л на смазку. После снятия давления под клапаном 2 пружина <? пе-
ремещает втулку 7вместе с манжетой 6вниз. Масло, находящееся
род манжетой 6, сжимает манжету 3 и клапан 2 к нижнему торцу
расточки корпуса 1. При дальнейшем опускании манжеты 6 масло
проходит между манжетой 3 и втулкой 4 и по каналу В поступает в
камеру Б, заряжая дозатор.
Дозатор выпускается в трех исполнениях: с подачей 0,2; 0,4 и
0,6 см3 масла на один импульс. Доза подаваемого масла определя-
ется длиной ниппеля 9. Стабильность дозирования 0,05 см3. Одна
станция смазки может обслуживать не более 120 точек; длина пер-
вичного трубопровода <?(рис. 4.49) не должна превышать 18 м. Рас-
стояние от дозатора до точки смазки — не более 1 м.
* На рис. 4.49 показана гидравлическая схема централизованной
системы смазки. Масло, нагнетаемое насосом 7, проходит через
фильтр 4 и поступает под торец золотника 6. Контроль давления
масла выполняется манометром 2. Золотник 6, смещаясь вправо,
открывает проход маслу в трубопровод 8. Часть масла при этом
сливается через диафрагму 5 в бак. По трубопроводу 8масло посту-
пает к дозаторам 15. После подъема давления до величины на-
стройки предохранительного клапана 3 масло через канал сливает-
ся в бак. При этом под давлением масла, поступающего по каналу
i, золотник 77 смещается вправо. Из-под торца золотника 77 мас-
375
Рис. 4.49. Гидросхема централизованной системы смазки
ло вытесняется к смазываемой точке по трубопроводу 13 (каналы
10 п 14 разъединяют в самом начале перемещения золотника II).
Реле давления 16управляет реле времени, которое после выдерж-
ки в течение 8 — 10 с выключает электродвигатель насоса 7. После
выключения насоса пружина 7смещает золотник 6 влево, вытес-
няя находящееся под его торцом масло в бак через диафрагму 5 и
соединяя первичный трубопровод 8 с баком через обратный кла-
пан 17. Создаваемое им давление не должно препятствовать заряд-
ке дозаторов, которая выполняется при падении давления в пер-
вичном трубопроводе. При этом под действием пружины 72золот-
ник 77 дозатора перемещается влево; каналы Юн 7-7соединяются,
и полость под правым торцом золотника 77 заполняется маслом.
Смазка приспособлений может осуществляться также плун-
жерным насосом с гидравлическим приводом и рядом других уст-
ройств.
Для уменьшения трения в сопрягающихся парах приспособле-
ний используются также консистентные смазки. Смазывание
опор вращающихся кондукторных втулок приспособлений осуще-
ствляется двумя способами: циркуляционным и масляным тума-
ном. Конструкция подшипникового узла должна обеспечить про-
хождение всего объема подаваемого масла через подшипник без
образования застойной зоны и использование насосного эффекта,
получаемого при применении шариковых и роликовых радиаль-
но-упорных подшипников. На рис. 4.50 приведена схема подво-
376
♦ Подвод ♦ Подвод
Рис. 4.50. Схема подвода и от-
вода масла к вращающимся кон-
дукторным втулкам под бор-
штанги:
а — с радиально-упорными шарикопод-
шипниками; б — с коническими роли-
< ковыми подшипниками
Рис. 4.51. Схема станции для
циркуляционной смазки подшип-
ников:
1 — теплообменник; 2 — предохранитель-
ный клапан; 3 — насос; 4 — манометр;
5 — пластинчатый фильтр; 6 — магнито-
сетчатый фильтр; 7 — реле давления
да-отвода масла к вращающимся кондукторным втулкам под бор-
штанги.
Схема станции для циркуляционного смазывания подшипни-
ков показана на рис. 4.51. Шестеренный насос 3осуществляет не-
прерывную подачу масла через пластинчатый 5 и магнитосетчатый
6 фильтры в систему смазки, поддерживая постоянный уровень
масла в подшипниковом узле. Реле давления /контролирует пода-
Чу масла, отключая оборудование при его отсутствии либо недос-
таточном давлении.
При смазке масляным туманом масло подается непрерывно из
маслораспылителя на трущиеся поверхности деталей в виде аэро-
золей. Масляный туман нужно подводить через сопла, удаленные
от поверхностей трения на 5...8 мм. Это обеспечивает конденса-
цию масляных капель непосредственно на этих поверхностях.
Схема подвода масляного тумана к опорам вращающейся втулки
приведена на рис. 4.52. Подвод осуществляется по каналу а через
Сопла 7, установленные в отверстии втулки 2. Сжатый воздух час-
тично выходит через уплотнение 3, а частично вместе с конденса-
том масла — через дренажный канал б.
; В ряде конструкций устройств для направления инструмен-
тальных наладок необходимо предотвратить попадание СОЖ в
Подшипниковый узел. В этом случае используют систему смазки
|«асляным туманом с отсечкой сжатым воздухом (рис. 4.53). Сжа-
|ый воздух проходит через ручной вентиль 7, влагоотделитель 2,
Направляющий пневмораспределитель 4, пневмоклапан давления
р и масленку 7к точкам <?смазки. Настроен пневмоклапан на дав-
377
Рис. 4.52. Схема подвода масляного тумана к подшипникам опоры борштанги
Рис. 4.53. Пневмосхема централизованной смазки расточных борштанг мас-
ляным туманом с воздушной отсечкой
ление 0,17...0,22 МПа. Через пневмораспределитель 3, пневмокла-
пан давления 77 и масленку 10сжатый воздух поступает в систему
отсечки к фланцам 9 подшипниковых узлов. Клапан 12 сброса
конденсата управляется пневмораспределителем 13. Электромаг-
нит ЭМЗ воздушной отсечки включается с пуском станочного обо-
рудования и остается в рабочем состоянии на время действия сис-
темы подачи СОЖ. Электромагнит ЭМ1 подачи масляного тумана
включается до начала вращения инструмента, причем команду на
начало вращения дает реле давления 6. Электромагнит ЭМ2сброса
конденсата включается каждый цикл на 5 с.
378
4.2.4. Уплотнения устройств смазки
Работоспособность, длительность, надежность и безопасность
Сработы систем и устройств смазывания зависит от качества уплот-
нений, способов их монтажа и выполнений требований к их экс-
плуатации.
;; При использовании жидкого смазочного материала наилуч-
щим уплотнением являются резиновые армированные манжеты.
Манжеты могут работать в минеральных маслах, воде, дизельном
топливе при скоростях скольжения до 20 м/с и избыточном давле-
нии до 0,05 МПа. Температура в месте контакта манжеты с валом
может изменяться от — 45 до + 150 °C. Манжеты изготавливают
двух типов: однокромочные и однокромочные с пыльником. При
использовании рабочая кромка манжеты должна быть обеспечена
смазкой. Перед сборкой наружная поверхность манжеты (рис.
4.54) и поверхности трения должны быть смазаны.
Лучшим при использовании жидких смазочных материалов
является уплотнение (рис. 4.54, а). Его применяют при окружной
скорости вала до 2 м/с. В конструкции (рис. 4.54, 6) для уменьше-
ния износа манжеты использована термообработанная втулка. Та-
кую конструкцию применяют для жидких смазочных материалов
йри окружной скорости вала до 10 м/с. При такой скорости ис-
пользуют уплотнения, показанные на рис. 4.54, в, г, д. Конструк-
ция (рис. 4.54, в) обеспечивает лучшее уплотнение внешней сторо-
ны и препятствует проникновению загрязнения, а конструкция
(рис. 4.54, г) обеспечивает лучшее уплотнение с внутренней сторо-
ны и препятствует вытеканию масла. Конструкция (рис. 4.54, д)
обеспечивает надежное уплотнение с обеих сторон.
Конструкцию, которая показана на рис. 4.54, е, применять не
рекомендуется, так как установка уплотнения после шпонки не-
желательна из-за невозможности демонтажа без съема шпонки.
Этого недостатка лишена конструкция, приведенная на рис. 4.54, ж,
{Догорая обеспечивает съем уплотнения без демонтажа шпонки. Ее
Применяют при окружной скорости вала до 10 м/с.
р Конструкция (рис. 4.54, з) может быть использована при не-
.Цюльших частотах вращения вала, так как при больших частотах
Фадиально-упорный подшипник качает масло как насос в сторону
раскрытия конуса.
» Для средних и высоких скоростей вращения может быть реко-
мендована конструкция, показанная на рис. 4.54, и. В ней выброс
Масла происходит в сторону, обратную уплотнению.
379
2x45'
Рис. 4.54. Схема установки уплотнителей
Нерекомендуемая конструкция уплотнения для средних ско-
ростей (до 5 м/с) показана на рис. 4.54, к. В ней уплотняющий эф-
фект недостаточен из-за малого перепада зазоров. Конструкцию
(рис. 4.54, л) рекомендуется использовать, так как здесь уплотне-
ние создается чередованием небольших (0,06...0,07) и больших
(2—3) зазоров.
При использовании пластичных смазочных материалов и ско-
ростях до 8 м/с применение конструкции (рис. 4.54, л*) в узлах с по-
вышенной загрязненностью не допускается.
При использовании жидких смазочных материалов и скоро-
стях более 5...6 м/с необходимо, чтобы маслоотражательные коль-
ца выступали за стенку корпуса (рис. 4.54, и). Наличие ванночки за
Подшипником (рис. 4.54, о) обеспечивает улучшение смазочного
эффекта.
Упрощенная конструкция уплотнения (рис. 4.54, п) может
быть использована при перепаде давлений снаружи и внутри не
более 0,5 МПа и окружной скорости вала меньше 5 м/с.
Поверхность трения на валу должна быть подвергнута термо-
обработке до твердости не менее HRC330 и выполнена по посадке
Ж с шероховатостью поверхности не ниже Ra = 0,32 мкм и
Ra = 0,62 мкм. Радиальное биение вала должно быть не выше
0,2 мм при частоте вращения до 500 мин-1,не более0,15мм — при
частоте вращения 500... 1500 мин-1 и не более 0,08 мм — при часто-
те вращения свыше 15 000 мин-1. Несоосность посадочного места
под манжету и оси вала не должны превышать 0,12 мм при поса-
дочном диаметре до 80 мм и 0,15 мм — свыше 80 до 150 мм. Уста-
новка манжеты внутрь препятствует вытеканию масла из корпуса,
ио недостаточно защищает его от проникновения за уплотнение
рнешней среды даже при весьма малом давлении извне. Установка
)ианжеты пружиной наружу препятствует проникновению внеш-
ней среды в корпус и в недостаточной степени вытеканию масла из
llero. Решить проблему позволяет установка двух манжет.
< При работе в запыленном помещении перед манжетой должно
выть установлено защитное устройство (рис. 4.55, а). При установ-
ке манжеты рядом с коническим подшипником необходимо пре-
дусмотреть канавки для отвода масла (рис. 4.55, 6). Для предохра-
нения манжеты от выворачивания при перепаде давлений свыше
КМПа необходим конусный упор. Для удобства демонтажа ман-
жет следует предусматривать упорную шайбу с демонтажными от-
Йерстиями.
F При невозможности выполнения фаски на валу (рис. 4.55, в)
Вледует выполнять установку манжеты с помощью монтажной
381
Рис. 4.55. Схемы установки манжет
втулки. Необходима заходная фаска в посадочном отверстии для
наружной цилиндрической поверхности манжеты. В конструкции
(рис. 4.55, г) монтаж манжеты необходимо выполнять с помощью
специальной втулки во избежание перекоса манжеты. Для защиты
вала от износа следует устанавливать втулку (рис. 4.55, д). Для пре-
дохранения рабочей кромки манжеты от повреждения на втулке
необходима фаска.
Фетровые (войлочные) уплотнения могут применяться для ок-
ружных скоростей порядка 8 м/с. Это уплотнение нельзя приме-
нять в устройствах, находящихся в зоне с повышенной загрязнен-
ностью, из-за того, что частицы абразива и пыли могут внедриться
в него и создать относительное скольжение, изнашивая вал.
При окружной скорости вала до 2 м/с можно использовать гру-
бошерстные уплотнения — войлок Г в контакте с валом, обрабо-
танным до Ra = 1,25 мкм. При скорости вращения вала 2...5 м/с
этот материал применять не рекомендуется. В данном случае луч-
шими будут полугрубошерстные уплотнения — войлок Т в соче-
тании с обработкой вала до шероховатости Ra = 0,63 мкм. При
382
Скорости 5...8 м/с целесообразно применять тонкошерстные уп-
лотнения при шероховатости обработки поверхности вала
= 0,32 мкм.
; Используемые для защиты или разделения смазок маслоотбра-
[.сывающие отражательные кольца любой формы и конструкции
^должны выступать за уплотняемую стенку, с тем чтобы они могли
'•отбросить центробежной силой попадающее на них горячее масло.
Эти кольца рекомендуется применять при скоростях вращения
‘вала, больших чем 5...6 м/с.
I' Контрольные устройства систем смазывания служат для контро-
ля за наличием и уровнем масла в резервуарах, движением его по
,'Трубопроводам, давлением и температурой в системе и за величи-
'ной подачи смазочного материала.
* По способу контроля за подачей смазочного материала разли-
чают системы с неконтролируемой подачей, с визуальным контро-
лем, с автоматическим контролем работы системы и ее элементов
в целом, с автоматическим контролем срабатывания устройств,
осуществляющих подачу смазочного материала к отдельным точ-
кам, и с автоматическим контролем состояния трущейся пары.
Устройство контроля уровня масла в резервуарах и корпусах
^механизмов предназначены для визуального и автоматического
контроля.
В системах индивидуального смазывания наиболее часто при-
меняют устройства визуального контроля — круглые маслоуказа-
тели, масломерные линейки и щупы, поплавковые указатели пре-
вышения либо недостаточности уровня масла. Если необходимо
контролировать изменение уровня масла в больших пределах, то
йрименяют удлиненные маслоуказатели или устанавливаются два
круглых — один под другим с целью определения наибольшего и
Наименьшего уровня масла. Для автоматического контроля уровня
Используют реле уровня поплавкового типа, подающее сигнал на
Пульт при изменении уровня в пределах 60...600 мм.
ь Визуальный контроль за подачей масла реализуется обычно в
Системах с непрерывной подачей и осуществляется с помощью
различного рода «глазков», ротаметров и других видов указателей
Потока. Применяют линейные либо круговые указатели подачи, с
вертушкой, с поворотной лопастью, с игольчатым дросселем или
Струйные со сферическим стеклом. Реле контроля подачи масла
Сигнализируют об уменьшении либо прекращении его потока,
Идущего к трущимся парам.
383
Для визуального контроля давления масла используют мано-
метры, в автоматизированных системах применяют манометры с
устройствами сигнализации и реле давления.
Контроль за температурой масла выполняется термометрами
(ртутные, манометрические) либо термопарами.
Средствами автоматического контроля за работой системы
смазывания служат реле контроля расхода и реле давления.
В оборудование часто встраиваются различные блокировоч-
ные и предохранительные устройства, исключающие, например,
пуск до подачи смазочного материала к трущимся поверхностям, и
предохранительный клапан в нагнетательной сети, настроенный
на максимальное эксплуатационное давление, выполняющий
слив в бак части масла, чтобы избежать нежелательного повыше-
ния давления в системе.
В системах смазывания с последовательной схемой включения
питателей предусматривается возможность контроля срабатыва-
ния каждого элемента системы, питающего точку смазывания, с
соответствующей сигнализацией на пульт управления системой.
Аналогично контролируются закупорка и разрыв питающей маги-
страли системы.
Приборы управления смазочных систем. Приборы управления
смазочными устройствами служат для управления режимом сма-
зывания, контроля за работой системы и сигнализации о ее со-
стоянии. Эти приборы создают на основе электромеханических
или транзисторных реле времени либо на базе электронных мик-
росхем. В зависимости от служебного назначения управляющего
устройства обеспечивается пауза между последовательными
включениями нагнетателя, задержка срабатывания питателей,
управление электрогидравлическими золотниковыми распреде-
лителями, а также сигнализация о работе системы и характере воз-
никших неисправностей, автоматическая прокачка и некоторые
другие функции.
Управление непрерывными смазочными системами заключа-
ется в обеспечении своевременного запуска нагнетателя. Для кон-
троля функционирования системы в схеме предусматривают реле
максимального и минимального давлений и датчик индикатора
циклов. Возможен контроль исправности нагнетателя маномет-
ром или реле давления.
Управление в периодических смазочных системах заключается
в своевременном включении и отключении нагнетателя или рас-
пределителя, подающего смазочный материал от напорной маги-
страли. Используются два вида управления: по времени и по тем-
384
пу. В первом случае запуск нагнетателя осуществляется через за-
данные промежутки времени, во втором — через определенное
число ходов или оборотов одного из рабочих органов оборудова-
ния. Отключение нагнетателя происходит в обоих случаях либо че-
,рез определенное время после включения (в дроссельных перио-
дических системах), либо по завершении смазочного цикла.
Управление по времени используется для смазывания узлов и аг-
регатов с постоянным или редко меняющимся режимом работы,
управление по темпу — для механизмов с переменным режимом
работы, например, с частыми остановками. Если оборудование
имеет узлы, которые работают периодически, предусматривается
автоматическое отключение обслуживающих их ветвей системы
смазывания для того, чтобы избежать излишнего расхода смазоч-
ного материала и загрязнения им наружных поверхностей.
Очистка смазочного материала. Очистку смазочного материала
необходимо выполнять для устранения как возможного начального
загрязнения системы, так и механических примесей, которые обра-
зуются при работе в результате износа деталей, их коррозии и попа-
дания различных частиц извне. Очистка осуществляется в отстой-
никах, фильтрами, магнитными уловителями и центрифугами.
Очистку от крупных частиц можно выполнить отстаиванием
масла в течение восьми часов в резервуаре (в корпусе, баке, карте-
ре) в покое или при циркуляции с малой скоростью.
Для отделения от масла мелких и легких частиц используют
фильтры с щелями между пластинами или витками проволоки,
металлические и тканевые сетки, картон, бумагу, фетр, войлок и
Другие волокнистые материалы, керамические тела различной
формы и композиции из проволоки. Фильтрующие элементы раз-
личают в зависимости от предельного размера задерживаемых час-
тиц. Они имеют определенное гидравлическое сопротивление.
Фильтры характеризуются также условным проходом, пропуск-
ной способностью, номинальным расходом и перепадом давле-
ний. Крупные частицы улавливаются приемным сетчатым фильт-
ром, расположенным во всасывающем трубопроводе.
Для предварительной фильтрации минеральных масел с вязко-
стью в пределах (7...600) х 10-6 м2/с в системах смазывания обору-
дования при давлении до 6,3 МПа используют щелевые (пластин-
чатые) фильтры с номинальной тонкостью фильтрации 70 и
,125 мкм.
> При давлении до 20 МПа для очистки масел с вязкостью менее
500 х 10-6 м2/с от механических примесей используют фильтры с
Звонкостью фильтрации 5...40 мкм. В них предусматривается систе-
385
ма контроля и сигнализация загрязненности фильтрующего эле-
мента. Обычно применяют картонные фильтры со сменным
фильтрующим элементом, однако они обладают низкой пропуск-
ной способностью (0,4...0,8 л/мин) и ограниченным сроком служ-
бы. Для улавливания ферромагнитных частиц до 5 мкм применяют
специальные магнитные фильтры или уловители.
Очистку засорившегося фильтра выполняют вручную или ав-
томатически. После этого фильтр полностью восстанавливает
очищающую способность. Ресурс фильтра в среднем не менее
12 000 ч, а наработка на отказ не менее 3000 ч.
4.2.5. Выбор и проектирование систем смазывания
оборудования
Для большинства технологического оборудования система
смазывания может создаваться на основе унифицированных сбо-
рочных единиц и аппаратов. Поэтому проектирование систем сма-
зывания сводится к рациональному выбору типа (по принципу
действия), определению состава и подбору составляющих элемен-
тов, разработке гидравлической и электрической аппаратуры.
Лишь только в отдельных случаях (для уникального оборудования)
целесообразно создание специальных конструкций нагнетатель-
ных, распределительных устройств, устройств для управления и
контроля. В этих устройствах желательно максимально использо-
вать элементы серийных устройств.
Выбор рациональной системы смазывания должен осуществ-
ляться с учетом следующих факторов:
— конструкции, характера и условий работы трущихся пар (пе-
риодичности и величины нагрузок, относительных скоростей тру-
щихся деталей и их траектории и т. п.), определяющих вид смазоч-
ного материала и оптимальный режим смазывания;
— расположения и ориентации в пространстве узлов трения,
числа точек смазывания, габаритов оборудования;
— доступности и удобства контроля и технического обслужи-
вания системы смазывания;
— пределов температур окружающей среды и смазочного мате-
риала;
— наличия противодавления в точках смазывания или гидрав-
лического сопротивления пар трения;
— наличия возможных источников энергии для питания при-
вода смазочных устройств, систем управления и питания;
— наличия источников загрязнений;
386
— технико-экономических показателей (расход смазочного
материала и ассортимент смазочных материалов, трудоемкость
обслуживания, степень централизации и автоматизации и т. п.).
При проектировании систем смазывания выполняют гидрав-
лические расчеты потерь давления в трубопроводах и аппаратах,
определяющих избыточное давление смазочного материала, необ-
ходимое для работы системы. Эти потери учитывают при проекти-
ровании систем смазывания всех типов для выбора нагнетатель-
ных устройств по номинальному давлению и в системах с дрос-
сельным дозированием при расчете распределенных устройств.
4.2.6. Системы смазывания оборудования
Эксплуатационная долговечность оборудования при сохране-
нии его первоначальных технических характеристиках определя-
ется во многом ресурсом работы трущихся поверхностей его узлов
и деталей. Долговечность работы возможна при регулярном и пра-
вильном их смазывании. Смазывание в станках необходимо для
уменьшения потерь мощности на трение, снижения технологиче-
ской системы и уменьшения износа трущихся поверхностей. Сма-
зывание обеспечивает длительное сохранение точности оборудо-
вания, повышает его КПД, способствует поддержанию допусти-
мой рабочей температуры в зоне резания. В зависимости от усло-
вий работы трущихся пар используются различные смазки:
индустриальные масла 12, 20, 30,45 и 50, цилиндровое легкое 11 и
марок Л и Т, синтетический солидол Сс, консистентные смазки.
В зависимости от конструктивных особенностей станка и от-
дельных его узлов, а также условий их эксплуатации, применяют
ручную, капельную и фитильную, циркуляционную, комбиниро-
ванную смазки и смазку разбрызгиванием.
Чем больше удельная нагрузка и выше температура поверхно-
стей деталей, тем более вязким должно быть масло. При высоких
скоростях перемещения этих деталей применяют масло меньшей
Вязкости. Температура застывания масла должна быть меньше
Нижней границы температуры помещения, а температура вспыш-
ки — выше максимальной рабочей температуры. Для смазывания
Механизмов коробок скоростей и подач используют масла средней
узкости, для смазывания направляющих — масла повышенной
Нзкости и специальные сорта масел, для смазывания шпиндель-
ных подшипников скольжения — маловязкие масла. Подача смаз-
осуществляется вручную и автоматически.
387
Рис. 4.56. Устройства для смазки:
а, 6, г, д — масленки; в — ручной насос; е — плунжерный насос с приводом от вала коробки
скоростей
В автоматических линиях и агрегатных станках используют
централизованные системы смазывания с периодической дозиро-
ванной подачей масла в заранее предусмотренные точки. Такую
же систему применяют в универсальных станках для смазывания
наиболее нагруженных узлов, например, шпиндельной бабки и
коробки передач токарно-винторезных станков. Смазывание зуб-
чатых колес и подшипников в редукторах и шпиндельных короб-
ках осуществляют разбрызгиванием.
Ручной способ смазки. При этом способе трущиеся поверхности
смазывают периодически либо непосредственно из ручной маслен-
ки, либо с помощью шприцев через специальные отверстия, кото-
рые для защиты от грязи закрывают масленками, например, с ша-
риком (рис. 4.56, а) или поворотной крышкой (см. 4.56, б).
Иногда для более надежного смазывания некоторых узлов
станка используют небольшой ручной поршневой насос (рис.
4.56, в), установленный на станке. При нажатии на кнопку 1 пор-
шень 2 опускается вниз и, отжимая шарик 6 обратного клапана,
подает масло к трущимся узлам. Обратно поршень возвращается
пружиной 5, при этом следующая порция масла из резервуара 3 че-
рез отверстие 4 поступает под поршень.
388
Фитильный и капельный способы смазки. При этих способах
смазывание осуществляется непрерывно. Для этого периодически
заправляют резервуары маслом, из которых оно отводится к тру-
щимся узлам. Для смазывания используют фитильные или капель-
ные масленки, простые по конструкции, ввертываемые в соответ-
ствующие резьбовые отверстия. В фитильной масленке (рис. 4.56,
г) масло из корпуса 1 подается через трубку 3 к трущимся поверх-
ностям посредством фитиля 2. В капельной масленке (рис. 4.56, д)
масло из корпуса 2через отверстия в трубке 3 поступает к трущим-
ся поверхностям самотеком, однако количество капель в минуту
регулируется перемещением иглы 1.
Дозаторный способ смазки. При этом способе смазывания по-
средством специальных устройств подача масла к трущимся по-
верхностям деталей осуществляется через определенный проме-
жуток времени или в необходимый момент. Простейшим устрой-
ством дозаторной смазки является капельная масленка.
Циркуляционный способ смазки. Он является надежным спосо-
бом смазывания. Масло к трущимся поверхностям непрерывно
подается под давлением от насоса, а затем самотеком поступает в
резервуар. Для смазывания поверхностей узлов станка может быть
применено несколько отдельных насосов. Количество масла, иду-
щего на смазывания узла, легко регулируется специальными уст-
ройствами.
На рис. 4.56, е показан плунжерный насос, устанавливаемый
на консольно-фрезерных станках, для смазывания коробок скоро-
стей. Плунжер 2 получает возвратно-поступательное движение от
пружины 5 и шарикоподшипника 1, установленного эксцентрич-
но на одном из валов коробки скоростей. При перемещении порш-
ня вверх масло из резервуара через трубку 8 и обратный клапан 7
засасывается в полость 6. При движении поршня вниз обратный
клапан /закрывается и масло под напором подается через клапан 4
в трубопровод 3 и далее к узлам станка, с которых оно стекает в ре-
зервуар.
Способ смазки разбрызгиванием (картерная смазка). Его исполь-
зуют для смазывания таких узлов, как коробки скоростей и подач,
корпуса которых в то же время являются резервуаром для масла.
Разбрызгивание осуществляется либо специальной крыльчаткой,
установленной на быстроходной валу коробки и погруженной ло-
пастями в масло, либо одним из зубчатых колес коробки, погру-
женным в масло на высоту зуба.
Комбинированный способ смазки. Как правило, в станке трудно
или нецелесообразно применять только один способ смазывания.
389
Рис. 4.57. Схема смазки токарного станка
Поэтому используют комбинированный способ, который может
включать в себя несколько различных способов смазки.
Система смазывания в станке может быть индивидуальной,
когда для каждой трущейся пары имеется индивидуальные мас-
ленка или насос; групповой, когда одна масленка или насос слу-
жит для подачи масла в несколько мест смазки; централизован-
ной, когда для смазывания узла станка используют один насос.
Чаще всего в станке применяют сразу несколько систем смазы-
вания.
На рис. 4.57 приведена система смазывания токарно-винторез-
ного станка, включающая в себя автоматическое централизован-
ное смазывание шпиндельной бабки от шестеренного насоса 5А,
автоматическое смазывание фартука от плунжерного насоса 5Б,
смазывание от ручного насоса 2каретки, масленками 3— попереч-
ных салазок и задней бабки; смазывание разбрызгиванием смен-
ных шестерен, ходового винта и валика при заливании масла в ем-
кости 6. Наличие масла контролируют по указателю 7, а очистка
осуществляется фильтрами 7. Слив отработанной смазки произво-
дится при открытии пробок 4.
На рис. 4.58 показана схема смазывания токарного станка с
ЧПУ мод. 16А20ФЗС32. Шестеренный насос 2 всасывает масло из
резервуара 7 и подает его через сетчатый фильтр к подшипникам
шпиндельного узла и зубчатым колесам. Для контроля насоса слу-
390
Рис. 4.58. Схема смазки токарного станка с ЧПУ
жит дополнительное реле 12, смонтированное после сетчатого
фильтра 4.
При наличии потока масла в системе смазывания реле дает ко-
манду о готовности к работе главного привода. В случае выхода из
строя электродвигателя станции смазывания реле подает сигнал
на выключение двигателя главного привода.
Для визуального контроля работы станции смазывания уста-
новлен маслоуказатель 11. Его вращающийся диск свидетельству-
ет о работе системы смазывания. В процессе работы контролируют
состояние фильтра 4м по мере засорения промывают его элементы
в керосине не реже 1 раза в месяц.
Из шпиндельной бабки масло через сетчатый фильтр и магнит-
ный патрон 5 сливается в резервуар.
Уровень масла проверяют по риске маслоуказателя 3 на резер-
вуаре.
В станке применена автоматическая система смазывания на-
правляющих каретки и направляющих станины от станции, кото-
рая расположена на основании.
391
При включении насоса станции масло под давлением
0,1...0,2 МПа подается по шлангам к коллектору на каретке. На это
давление отрегулирован подпорный клапан 6, величина давления
контролируется манометром 7.
Насос станции включается при включении станка и в дальней-
шем его включение осуществляется по команде от электроавтома-
тики станка или ЧПУ (с интервалом 45 мин). Подача масла через
3...5 с прекращается от электроавтоматики станка или ЧПУ. За это
время необходимая порция масла поступает от коллектора ко всем
точкам смазывания каретки. Обратный клапан служит для исклю-
чения попадания загрязненного масла на станцию.
При необходимости в дополнительной подаче масла нажима-
ют кнопку «Толчок смазки» и оно подается в течение всего време-
ни нажатия кнопки.
В коллекторе системы смазывания предусмотрено пять выход-
ных магистралей: по линии а масло подается на переднюю наклон-
ную поперечную направляющую каретки; по линии б — через
медную трубку в каретке на призматическую продольную направ-
ляющую каретки и нижнюю переднюю планку каретки; по линии
в — к задней плоской направляющей и нижней задней планке ка-
ретки; по линии г — к заднему опорному подшипнику винта попе-
речного перемещения; по линии д — к задней прямоугольной по-
перечной направляющей каретки.
Консистентной смазкой смазывают подшипники опор винта
продольного перемещения, подшипник передней опоры винта
поперечного перемещения, винтовые пары продольного и попе-
речного перемещения, а также подшипники автоматической голов-
ки. На винтовых парах продольного и поперечного перемещения,
правой опоре винта поперечного перемещения, а также в корпусе
универсальной автоматической головки для этого установлены
пресс-масленки 8, 9, 10. Места консистентной смазки обозначены
знаком «+» (см. рис. 4.58). Механизм автоматической инструмен-
тальной головки смазывают маслом индустриальным И-30А.
На рис. 4.59 в качестве примера приведена схема смазки широ-
коуниверсального консольно-фрезерного станка мод. 6Р82Ш. В
станке использованы все способы и системы смазки. Подшипни-
ки, зубчатые колеса коробки скоростей горизонтального шпинде-
ля и механизма переключения скоростей смазываются от отдель-
ного плунжерного насоса (см. рис. 4.56, е), приводимого в дейст-
вие эксцентриком, посаженным на вал коробки скоростей. Резер-
вуаром для масла является станина. Масло в резервуар подается по
угольнику 19 (рис. 4.59) до середины маслоуказателя 5. Работа сис-
392
3
Рис. 4.59. Схема смазки широкоуниверсального консольно-фрезерного станка мод. 6Р82Ш
темы смазывания контролируется по протеканию масла в масло-
указатель 6. Масло из резервуара сливается через патрубок 18.
Смазывание подшипников, зубчатых колес коробки подач и
механизма переключения подач осуществляется от отдельного
плунжерного насоса, установленного в коробке подач. В консоль
масло подается по угольнику 16 до середины маслоуказателя 17.
Работу системы контролируют по маслоуказателю 3. Масло слива-
ется в коробку 15.
Смазывание узлов коробки скоростей хобота выполняется раз-
брызгиванием. Масло заливают в хобот через пробку Рдо середи-
ны маслоуказателя 8. Из резервуара масло сливается через пробку
7. Узлы накладной и поворотной головок и концевых опор про-
дольного винта смазывают шприцом через масленки 11,13 и 14.
Направляющие консоли, салазок, стола, механизм продольно-
го хода стола смазываются периодически от плунжерного насоса,
расположенного в консоли. Насос засасывает масло из резервуара
консоли. Кнопками 1 и 2 управляют потоком масла к смазывае-
мым узлам. Для смазывания подшипников серьги используют ка-
пельную масленку. Масло заливают в корпус серьги в пробку 10и
контролируют по маслоуказателю 12. Опоры винта продольной
подачи смазывают шприцеванием с помощью масленки 4. Для
смазывания поворотной и накладной головки, опоры продольно-
го ходового винта, где установлены отдельные масленки для
шприцевания, используют консистентную смазку. Остальные
узлы станка смазывают маслом «Индустриальное-30».
Перед пуском станка проверяют уровень масла в резервуарах
по соответствующим маслоуказателям, шприцуют все точки смаз-
ки, прокачивают несколько раз ручной насос для смазывания на-
правляющих и механизма продольного хода стола. После пуска
станка через 2—3 мин масло должно показаться в глазках кон-
трольных маслоуказателей.
Схема смазки продольно-фрезерного станка мод. 6610 показа-
на на рис. 4.60.
В станке смазываются подшипники и зубчатые пары фрезер-
ных головок 2 и 3, коробки подач 7 и 7 7 вертикальных и боковых
фрезерных головок, коробки 5 привода подачи боковых головок,
редуктор 13 привода подач стола 14, редуктор 77 механизма пере-
мещения траверсы 16, редуктор 20 механизма зажима траверсы,
червячная коробка 15 и муфта 72 привода стола, каретки 27 фре-
зерных головок, механизм поворота 22 фрезерных головок, винто-
вые пары 4, 8и 79механизмов подачи фрезерных головок, подъема
и зажима траверсы, направляющие 18 кареток, направляющие 6
394
Рис. 4.60. Схема смазки продольно-фрезерного станка мод. 6610
станины, оси 9 направляющих роликов троса и сам трос 7, ось 10
поворота подвески кнопочной станции. Буквами Н, Ми С обозна-
чены наливная горловина, маслоуказатель и место слива для каж-
дого смазываемого узла станка. В станке применены все системы и
способы смазывания.
Система смазывания фрезерной головки включает плунжер-
ный насос 3 (рис. 4.61, а), который засасывает масло через фильтр
7 и обратный клапан 2 из резервуара корпуса фрезерной головки и
нагнетает его через обратный клапан 4 и распределитель 5 по тру-
395
Рис. 4.61. Схема смазки узлов продольно-фрезерного станка мод. 6610:
а — фрезерной головки; б — направляющих станины и червячной коробки привода стола;
в — каретки
бопроводам 6к зубчатым колесам и подшипникам головки. Работу
системы контролируют по маслоуказателю и манометру 7.
Смазывание подшипников шпинделя в пиноли выполняют
вручную консистентной смазкой.
Смазывание коробок подач вертикальных и боковых фрезер-
ных головок, коробок привода подачи боковых головок, редуктора
привода подач стола, редукторов механизмов перемещения и за-
жима траверсы производится разбрызгиванием масла, залитого в
корпуса соответствующих узлов.
Смазывание направляющих станины 5 и червячной коробки 7
привода стола осуществляется от отдельного шестеренного насоса
2 (рис. 4.61, 6). Резервуаром для масла является станина. Шесте-
ренный насос засасывает масло из резервуара через фильтр 1 и по-
396
дает его через пластинчатый фильтр 4 к маслораспределителю 9, в
котором имеются дроссели 8, с помощью которых регулируется
количество масла, подаваемого к каждому месту смазывания: зуб-
чатым парам и подшипникам червячной коробки, направляющим
станины. Масло к каждой направляющей станины подводится в
двух точках. Когда стол находится над одной из точек, подача мас-
ла в другую точку прекращается переключением золотника 6 ку-
лачком, смонтированным на столе.
Давление масла в системе смазывания регулируется напорным
золотником 3. Давление контролируют по манометру 10. В системе
предусмотрен автоматический контроль давления масла с помо-
щью реле 11, которое дает команду на остановку стола при пони-
жении давления. Для защиты направляющих стола от попадания
стружки, пыли, воды на торцах стола уста-
новлены скребки 13, по бокам стола закреп-
лены щитки 12 и, кроме того, направляю-
щие станины закрыты телескопическими
щитками.
Направляющие кареток и гайки ходовых
винтов смазываются под давлением с ис-
пользованием дозаторов, приводимых в
действие от гидросистемы зажима и отжима
кареток. При подаче команды с пульта
управления станком на перемещение карет-
ки сначала срабатывает гидравлический ме-
ханизм отжима и одновременно масло по-
ступает в нижнюю полость цилиндра доза-
тора 1 (рис. 4.61, в), поршень 3 перемещает-
ся вверх и выдавливает масло из верхней
полости цилиндра через клапан 8 в трубо-
провод 7на смазку направляющих каретки и
гайки ходового винта.
После остановки каретки срабатывает
механизм ее зажима, одновременно нижняя
полость цилиндра дозатора соединяется со
сливом. Поршень под действием пружины 4
перемещается вниз, а масло через дроссели-
рующее отверстие 6 в поршне заполняет
верхнюю полость цилиндра.
Количество масла, подаваемого дозато-
ром за один цикл отжима и зажима каретки,
регулируется в дозаторе винтом 2. Он огра-
Р и с. 4.62. Схема смаз-
ки вертикально-свер-
лильного станка
397
Рис. 4.63. Схема смазки станка мод. ЗМ151
ничивает ход поршня. Частично расход масла на смазывание мож-
но отрегулировать колпачком 5, сжимающим пружину 4; чем боль-
ше она сжата, тем при меньшем ходе поршня вверх уравновесятся
силы, действующие на поршень снизу и сверху. Для остальных
элементов станка (механизм поворота фрезерных головок, оси на-
правляющих роликов троса, оси рычагов зажима траверсы и дру-
гих) используется консистентная смазка через пресс-масленки
шприцем.
На рис. 4.62 показана схема смазывания вертикально-свер-
лильного станка. В станке используется и циркуляционное, и ин-
дивидуальное смазывание. Для подшипников и зубчатых колес
коробки скоростей и подач, механизма подачи 4 применено цир-
куляционное смазывание от плунжерного насоса. Для этого 10 л
индустриального масла заливают в точку 6 залива масла. Для кон-
троля поступления масла служит маслоуказатель 7и контрольный
глазок 3. Полную смену масла производят 1 раз в три месяца. Мас-
ло сливают через отверстие 8. Подшипники 1, 5шпинделя смазы-
вают консистентной смазкой ЦИАТИ М-201 один раз в месяц.
Подшипники электродвигателя и приводного колеса 2, подшип-
ники электронасоса Рнабивают солидолом 1 раз в шесть месяцев.
На рис. 4.63 дана схема смазывания круглошлифовального по-
луавтомата мод. ЗМ151.
398
В шпиндельных опорах быстроходных точных шлифовальных
станков выделение теплоты должно быть минимальным, поэтому
используют маловязкие масла. Смазывание подшипников — при-
нудительное от специальной масляной системы. Перед поступле-
нием в подшипник масло пропускают через фильтр тонкой очист-
ки. Устройство для тонкой очистки масел обычно комплектуется
из войлочного фильтра, воздушного фильтра и магнитного патро-
на. Войлочные фильтры имеют чугунный стакан, к которому вин-
тами плотно прикреплена крышка и труба с прорезями и закреп-
ленными на ней фильтрующими элементами. Диаметр фильтрую-
щих элементов (войлочных колец) 40...50 мм. В пакете находится
от 13 до 36 колец. Фильтрующие элементы должны быть прижаты
друг к другу так, чтобы масло проходило только через войлок. По-
ступающее в фильтр масло омывает фильтрующий пакет снаружи,
пройдя сквозь войлок, оно через прорези попадает внутрь трубы и
выходит из фильтра. Фильтр тонкой очистки монтируют на нагре-
вающей магистрали или на сливе с таким расчетом, чтобы его про-
пускная способность была выше производительности насоса.
Фильтрующие элементы необходимо регулярно менять (не реже
одного раза в три месяца). Эффективным средством предотвраще-
ния загрязнения системы является непрерывная очистка воздуха,
циркулирующего в пространстве резервуаров над уровнем масла.
Для этой цели на крышке резервуаров устанавливают воздушные
фильтры типа Г45-22. В качестве фильтрующего материала приме-
няется ткань. Для улавливания магнитных частиц, находящихся в
масле, используют магнитные патроны типа Г42-1, погружаемые в
резервуары смазочных систем.
Смазка подшипников шпинделя шлифовальной бабки 12 осу-
ществляется маслом «Велосит Л», которое находится в резервуаре
9, расположенном в основном гидроагрегате 7. Масло поступает от
гидроагрегата к шлифовальной бабке по гибкому шлангу 74—14, а
затем по трубам к колодкам 4,3 и распределяется по подшипнико-
вым камерам. Постоянная циркуляция в подшипниковых камерах
производится насосной установкой производительностью 5 л/мин,
установленной в гидроагрегате 7 с маслоуказателем смазки 11.
Масло поступает в подшипниковые камеры под давлением 3...5 МПа,
проходя последовательно через фильтры грубой и тонкой очистки.
Из подшипниковых камер масло сливается в масляный резервуар
через точки 76—149 через колодку 6, предварительно пройдя че-
рез маслоуказатели 75 и струйное реле 2, которое расположено на
шлифовальной бабке. Маслоуказатели служат для визуального
контроля циркуляции масла в подшипниковых камерах, а струй-
399
ное реле — для автоматического отключения привода шпинделя
шлифовальной бабки при отсутствии циркуляции масла. Вклю-
чить вращение круга невозможно до тех пор, пока масло не напол-
нит подшипниковые камеры и не потечет через струйное реле.
При смене масла его сливают из резервуара, промывают резервуар
керосином, заливают чистый керосин в резервуар и насосной уста-
новкой прокачивают его в течение 10... 15 мин через систему смаз-
ки, после чего сливают. Промывку системы выполняют 2...3 раза,
заливают чистое масло в резервуар и на 10... 15 мин включают на-
сосную установку. Уровень масла в резервуаре контролируется по
маслоуказателю 10.
Смазывание передней опоры ходового винта осуществляется
принудительно при поступлении масла из дренажа тормозного зо-
лотника 5 цилиндра быстрого подвода по трубе 158 —158. При не-
обходимости в контроле поступления масла к опоре снимают шток
с заднего торца шлифовальной бабки и ослабляют гайку, которая
крепит трубу 158 — 158 к золотнику 5. Убедившись в поступлении
масла из золотника 5, затягивают гайку вновь.
Смазывание направляющих стола производится автоматиче-
ски с помощью лопастного насоса. В гидроагрегате предусмотрен
отдельный резервуар для смазывания направляющих стола. Ем-
кость заполняется антикоррозионным маслом. При смене масла
необходимо предварительно промыть керосином резервуар смаз-
ки направляющих. Подача масла на каждую направляющую регу-
лируется отдельными дросселями, расположенными в гидроагре-
гате. Масло к призматической направляющей поступает от гидро-
агрегата 7 по трубам 144 —144. К плоской направляющей масло
поступает по трубам 143 —143. Уровень масла в резервуаре контро-
лируется по маслоуказателю 10. Роликовые шины направляющих
шлифовальной бабки набивают консистентной смазкой при сбор-
ке станка. Шины смазывают смазкой ЦИАТИМ-203. При ремонте
роликовые шины промывают керосином и набивают новой смаз-
кой.
Пиноль задней бабки смазывается через масленки 13 и 14 мас-
лом «Турбинное-22». Пиноль смазывают не реже одного раза в
смену. Роликовые направляющие шпонки ходового винта набива-
ют консистентной смазкой ЦИАТИМ-203 на заводе-изготовителе
и не нуждаются в смазке в процессе эксплуатации. Смазывание
зубчатых передач механизма подач осуществляется утечками из
гидродвигателя. Смазывание зубчатых колес 16механизма ручно-
го перемещения стола и подшипников качения производится кон-
систентной смазкой ЦИАТИМ-203. Редуктор сепаратора /смазы-
400
Рис. 4.64. Централизованная импульсная система смазки
Сдается маслом «Турбинное-22», поступающим из резервуара 17.
эксплуатации станка периодически (раз в смену) необходимо
изводить частичную очистку пластинчатого фильтра поворо-
рукоятки на 2...3 оборота. Полную очистку фильтра произво-
дят не реже одного раза в месяц. Нормальный нагрев масла в гид-
Г системе не должен быть выше 40...45 °C.
В автоматических линиях из агрегатных станков используется
Централизованная автоматическая система смазки, которая поми-
рю выполнения своей основной функции осуществляет также
функции контроля, т. е. отключает станок при отказах системы
•Смазки.
L. На рис. 4.64 показана централизованная импульсная система
Смазки, которая состоит из станции 1 (с резервуаром 5 масла, пла-
стинчатым насосом 2, предохранительным клапаном 3, фильтром
Ж) и магистрального трубопровода 6, по которому масло поступает
Ц распределителям 7и от них к дозаторам 8. От дозаторов масло по
йрубкам ^передается к точкам смазки. Давление в системе контро-
лируется реле давления 11 и манометром 10, расположенными в
Конце магистрального трубопровода. Подача масла к точкам смаз-
ки в централизованной системе происходит периодически через
Изданное число циклов работы оборудования. Масло подается к
401
точкам смазки с момента появления импульса давления в магист-
ральном трубопроводе. Дозаторы располагают на подвижных и не-
подвижных узлах станков и соединяются трубами или гибкими
шлангами. Реле давления 77, настроенное по манометру 10, при
достижении требуемого давления подает электрический сигнал в
реле времени, контролирующее время работы электродвигателя
насоса 9. По истечении этого времени (8... 10 с) отключается элек-
тродвигатель насоса и реле счета циклов, и цикл повторяется.
Во время эксплуатации оборудования необходимо постоянно
следить за работой системы смазывания, уровнем масла в резер-
вуаре, своевременно вручную производить смазывание узлов со-
гласно прилагаемой инструкции, содержать оборудование в чис-
тоте, следить за исправностью различных устройств (уплотнений,
щитков, скребков и т. п.), защищающих трущиеся пары от загряз-
нения.
На каждый станок (и устройство с ЧПУ) в руководстве по экс-
плуатации имеется схема смазывания с наглядным указанием мест
смазывания и карта смазывания, содержащая перечисление мест и
способов смазывания, марок смазочного материала или масла, пе-
риодичности смазывания или замены масла, количества заливае-
мого масла.
Для удобства обслуживания станка схему и карту смазывания
вывешивают возле станка. Кроме того, возле мест смазывания
должны быть символы, соответствующие сорту смазочного мате-
риала. Символы окрашиваются в цвета, обозначающие периодич-
ность смазывания.
Контрольные вопросы
1. Какова область применения смазочных материалов?
2. Какие виды смазочных материалов наиболее распространены?
3. Каковы основные функции смазочных материалов?
4. Какими физико-химическими параметрами характеризуются мине-
ральные масла?
5. Как определяется динамическая и кинематическая вязкость?
6. Что понимают под стабильностью масла?
7. Какими физико-химическими параметрами характеризуются пла-
стичные смазки?
8. Из каких компонентов состоят твердые смазки?
9. По каким критериям осуществляют выбор смазочного материала?
10. Какие смазочные материалы используют для смазывания зубчатых и
червячных передач, подшипников качения, цепных передач?
11. С какой целью применяют СОЖ?
12. Какими способами осуществляется подача СОЖ в зону резания?
402
13. Какие режимы смазывания существуют, какими параметрами они
характеризуются?
14. В чем заключаются преимущества гидростатического смазывания де-
талей и узлов металлообрабатывающего оборудования?
15. Как осуществляется смазывание гидростатических опор?
16. Как осуществляется газовое смазывание опор оборудования?
17. Как работают сопловые, щелевые, пористые дроссели?
18. Каковы тенденции развития смазочной техники?
19. Как классифицируются смазочные системы оборудования?
20. Как работают системы смазывания с насосным распределением,
дроссельные системы?
21. Как работают системы смазывания с циклической подачей масла,
импульсные, последовательные смазочные системы?
22. Каким образом осуществляют контроль за наличием и уровнем масла
в резервуарах?
23. Как осуществляют управление смазочными системами?
24. Каким образом и с помощью каких устройств осуществляется очист-
ка смазочного материала?
25. Какие факторы следует учитывать при выборе рациональной систе-
мы смазывания?
26. Как работает система смазывания токарного станка с ЧПУ?
Глава 5
КОМБИНИРОВАННЫЕ ПРИВОДЫ
5.1. Пневмогидравлические приводы
Пневмогидравлические приводы являются весьма эффектив-
ным средством получения больших усилий выходного звена при
использовании сжатого воздуха низкого давления цеховых маги-
стралей (0,4—0,6 МПа). Пневмогидравлические приводы по срав-
нению с гидравлическими имеют ряд преимуществ.
1. Создают и поддерживают в течение длительного времени
высокое давление масла без расхода энергии и образования тепло-
ты в гидросистеме. Сжатый воздух расходуется только при переме-
щении поршней гидроцилиндров (например, при зажиме загото-
вок и разжиме готовых деталей).
2. Управление гидросистемой производится в пневмосистеме
усиления давления. Это сокращает использование дорогостоящих
распределителей и регулирующей аппаратуры.
3. Более компактны и просты, чем идентичные им гидравличе-
ские приводы. Это позволяет располагать их в любой части обору-
дования или около него.
4. Отсутствие вращающихся частей в приводе увеличивает его
ресурс.
Исходной энергией в пневмогидравлических приводах являет-
ся потенциальная энергия сжатого воздуха, получаемого из ком-
прессорных установок. Воздух в систему поступает через пневмо-
распределители. Схема гидрораспределителя с пневматическим
управлением приведена на рис. 5.1. Основной золотник 2 гидро-
системы приводится в движение двумя пневмоцилиндрами 1 и 3,
управляемыми пневмораспределителем 5с электромагнитном 4. В
зависимости от положения сердечника электромагнита 4, приво-
дящего в движение вспомогательный пневмозолотник, сжатый
воздух подается к пневмоцилиндрам 1 или 3.
Этим осуществляется управление основным распределитель-
ным золотником 2.
Пневмогидравлические приводы широко используются в кон-
струкциях металлообрабатывающих станков и другого технологи-
404
веского оборудования, зажимных приспособлениях и других уст-
ройствах.
f Принципиальная схема пневмогидравлического привода по-
казана на рис. 5.2. Сжатый воздух подается в пневмоцилиндр 1,
|цток которого является поршнем гидроцилиндра 2. Масло из ци-
линдра 2 поступает по трубопроводу 3 в гидроцилиндр 4, шток ко-
торого создает силу Q. Обратный ход поршней цилиндров 1 и 4
Происходит за счет усилий пружин 5 и 6. Если рабочий ход порш-
ней велик, то обратный ход может осуществляться сжатым возду-
хом. Резервуар /предназначен для пополнения утечек масла в сис-
теме. Конструктивно вся схема может быть реализована либо в
feme единого блока, либо с отдельно вынесенным гидроцилин-
вром 4. Во втором случае компактный цилиндр 4 устанавливают
месте с исполнительным органом, а блок цилиндров 1 и 2распо-
Вгают вне рабочей зоны оборудования.
В пневмогидравлических системах применяют пневмогидрав-
лические преобразователи (мультипликаторы-усилители давле-
ния), нагнетающие масло в гидросистему
ври поступлении сжатого воздуха в пнев-
матическую полость усилителя, и пневмо-
рцравлические насосы, беспрерывно на-
летающие масло в гидросистему как при
эямом, так и при обратном ходе пневма-
тического поршня. Пневмогидравличе-
|кие преобразователи бывают прямого
Одинарного) и последовательного (двой-
К>го) действия. Пневмогидравлические
преобразователи прямого действия, как
риболее простые по конструкции, полу-
Вали широкое распространение. Такие
Преобразователи состоят из пневматиче-
рого и гидравлического цилиндров.
Рис. 5.2. Схема пневмо-
гидравлического привода
405
1 2
Рис. 5.3. Схема пневмогидравлического преобразователя давления прямого
действия
Шток поршня пневматического цилиндра является одновременно
плунжером гидравлического цилиндра. Управление усилителем
осуществляется пневматическим распределительным краном.
Пневмогидравлический преобразователь давления прямого дей-
ствия (рис. 5.3) состоит из пневмоцилиндра 1, в котором переме-
щается поршень 2, и гидравлического цилиндра 4 со шток-плун-
жером 3, связанным с поршнем 2. Под действием давления сжато-
го воздуха поршень вместе со шток-плунжером движется вправо,
создавая при этом высокое давление масла во всей гидравлической
системе.
Так как система поршень-шток в рабочем состоянии находит-
ся в равновесии, усилие, с которым сжатый воздух действует на
поршень, равно усилию, с которым масло воздействует на
шток-плунжер, т. е. Fx — F2, где F} — усилие, приложенное к порш-
ню; F2 — усилие, приложенное к шток-плунжеру; или р^ = p2S2,
где рх — давление воздуха в пневмоцилиндре; р2 — давление масла
в гидроцилиндре; 5] — площадь поршня пневмоцилиндра; S2 —
площадь шток-плунжера; откуда р2 = p^Si/S^, поэтому давление
масла, создаваемое в гидравлическом цилиндре преобразователя
давления, во столько раз больше давления сжатого воздуха в пнев-
моцилиндре, во сколько раз площадь воздушного поршня больше
площади шток-плунжера. Так как 3) = (nd2)/4 и S2 - (tuZ22)/4, где
dx — диаметр поршня пневмоцилиндра, d2 — диаметр шток-плунже-
ра, то Р2=Р1(^21/й?2)-
Давление масла в преобразователе увеличивается по сравне-
нию с давлением воздуха в пневмосистеме обратно пропорцио-
нально отношению квадратов их диаметров.
Принимая во внимание потери на трение в уплотнениях порш-
ня и штока, составляющие примерно 10... 15 %, т. е. учитывая ко-
эффициент полезного действия передачи т|, равный примерно
0,9...0,85, =
406
Из приведенных соотношений видно, что пневмогидравличе-
кие преобразователи при соответствующем выборе диаметров
поршня и штока позволят получить очень большое увеличение
давления. Поэтому часто такие преобразователи называют пнев-
югидравлическими усилителями.
Практически давление масла, создаваемое пневмогидравличе-
1кими преобразователями, колеблется в пределах 6... 15 МПа.
Силу F на штоке гидроцилиндра 4 (см. рис. 5.2) определяют
дедующим образом. Если пневмоцилиндр 1 развивает на штоке
илу Fx = [(/?]7uZ 21)/4]т]п, где цп — КПД пневмоцилиндра, то на што-
© гидроцилиндра 4 развивается сила F= [(р]П/4)(</\d2/^ 2)ППЛГ,
де г|г — КПД гидроцилиндра.
Дальнейшее увеличение давления в приводе связано со значи-
ельным увеличением габаритов преобразователя, повышенным
ребованием к качеству обработки подвижных соединений, на-
(ежности уплотнений, а также герметичности соединений.
IСущественным недостатком привода (см. рис. 5.3) является
шительно небольшой ход поршня пневмоцилиндра 1, необхо-
ый для получения относительно небольших перемещений
ка цилиндра 4. Для устранения этого недостатка разработан
конструкций, позволяющих осуществить предварительный
грый подвод штока, а давление жидкости увеличивать только в
це хода штока гидроцилиндра (рис. 5.4). Поршень 3в гидроци-
цре 2 под давлением сжатого воздуха, поступающего через
цер 1, перемещается вправо, создавая в полости 16 гидроци-
цра 2, заполненной маслом, небольшое давление. Давление
(ается сжатием пружины 7 подвижной шайбой 6. Масло через
о 75 и канал 14 в штоке 4 вытесняется в полость 13 гидроци-
16 15 14 13
Рис. 5.4. Пневмогидравлический привод
407
Рис. 5.5. Преобразователь давления прямого действия
линдра 9. При этом поршень 8 перемещается вправо до контакта
штока 77 с заготовкой 72. Увеличение давления масла в гидроци-
линдре Р достигается в конце хода поршня 3, когда окно 75штока 4
полностью войдет во втулку 5. Обратный ход привода происходит
за счет подачи сжатого воздуха в гидро цилиндр 9 через штуцер 10.
При равенстве диаметров пневмо- и гидроцилиндров такая конст-
рукция обеспечивает на штоке гидроцилиндра силу в 200...250 раз
большую, чем на штоке пневмоцилиндра.
На рис. 5.5 показан стационарный преобразователь давления
прямого действия, который состоит из пневмоцилиндра 9 и при-
фланцованного к нему гидравлического цилиндра 5. В них соот-
ветственно перемещаются поршень 7и шток-плунжер 6. Преобра-
зователь монтируется в вертикальном положении на нижнюю
крышку. Пневматический трехходовой кран управления 2 и мано-
метр 3 закреплены на кронштейне. Кожух защищает трубопрово-
ды от повреждения. Преобразователь работает по прямому циклу:
зажим заготовки и разжим готовой детали. При повороте рукоятки
крана управления в положение зажима сжатый воздух по трубо-
проводу 8 поступает через отверстия в нижней крышке в полость А
пневмоцилиндра. При этом поршень 7 перемещается вверх. По'
408
Врсть Б цилиндра в это время через трубопровод 4 и кран соединя-
йся с атмосферой. Масло под давлением (во столько раз большим
Веления воздуха, во сколько площадь поршня больше площади
штока) вытесняется шток-плунжером из полости В через распре-
елительную гидропанель 1 в рабочую полость гидроцилиндров
0. В результате этого осуществляется зажим заготовки.
' При повороте рукоятки крана в положение разжима сжатый
рздух по трубопроводу 4 подается в полость Б пневмоцилиндра,
|мещая поршень и шток-плунжер вниз. Полость Л при этом со-
яется с атмосферой. Поршни рабочих цилиндров перемеща-
[ в исходное положение под действием возвратных пружин.
Треобразователь монтируется на столе станка и соединяется
5очими цилиндрами приспособления посредством жестких
опроводов. При стационарном использовании преобразова-
соединение осуществляется посредством гидропанели. При
[вредном подключении к нескольким приспособлениям,
сложенным на столе станка, преобразователь соединяется с
шдрами с помощью полумуфты, позволяющей производить
рое соединение и разъединение преобразователя с приспо-
ениями.
1а рис. 5.6 показана схема приспособления со встроенным
могидравлическим преобразователем давления прямого дей-
я. К корпусу приспособления 2 присоединен пневмоцилиндр
>д действием давления сжатого воздуха поршень 3 перемеща-
вправо. Шток-плунжер 4, связанный с поршнем, перемеща-
в ту же сторону, создавая в масляном цилиндре давление мас-
2 = P\(d\/d\), где Р] — давление воздуха в пневмоцилиндре,
диаметр поршня пневмоцилиндра, <У2 — диаметр плунжера.
Давление масла передается одновременно четырем рабочим
жерам 5. Они, в свою очередь, передают-усилие зажимным
ентам приспособления. Усилие зажима, передаваемое каж-
рабочим плунжером: F2 = p2(nd 2/4), гдер2 — давление масла в
осистеме; d3 — диаметр рабочего плунжера. Усилие на што-
яинжере = pt(nd 3/4) = p2(nJ 2/4)- Из приведенныхсоотно-
1й следует F2 — Fx{d \/d т- е- усилие на рабочем плун-
возрастает по сравнению с усилием на штоке-плунжере пря-
[ропорционально отношению квадратов их диаметров.
юд рабочих плунжеров L2 = (d \/d 23)(£]/4), где Lt — ход
^-плунжера.
идравлическая система пневмогидравлического приспособ-
я представляет собой замкнутую масляную систему, состоя-
из гидроцилиндра, выполненного в виде расточки в корпусе.
409
7
В
В-В
Рис. 5.6. Схема пневмогидравлического приспособления со встроенным
преобразователем прямого действия
Пробка 6служит для заполнения маслом гидросистемы. В верхней
части приспособления имеется углубление 7, служащее масляным
резервуаром для пополнения утечек в масляном цилиндре. Обрат-
ный ход поршня со шток-плунжером происходит при переключе-
нии рукоятки распределительного крана, обусловливающего по-
ступление сжатого воздуха в противоположную полость. Рабочие
плунжеры перемещаются в исходное положение пружинами за-
жимных элементов.
Преобразователи давления прямого действия, непосредствен-
но передающие высокое давление масла рабочим плунжерам или
силовым гидроцилиндрам приспособления, наиболее просты по
конструкции. Работа таких преобразователей сводится к простей-
шему циклу: зажим и разжим изделия. Однако применение преоб-
разователей прямого действия ограничивается только случаями,
когда требуется небольшой ход рабочих плунжеров, а также когда
количество рабочих плунжеров невелико. В противном случае рез-
ко возрастают габариты преобразователя.
Так как рабочая жидкость (масло) практически несжимаема,
объем масла, вытесняемый шток-плунжером, будет равен объему,
410
|отребному на перемещение рабочего плунжера: Vl = И2, где Pj—
бъем масла, вытесняемого шток-плунжером; V2 — объем масла,
еобходимый для перемещения плунжера.
Подставляя вместо Vx и И2 их значения, имеем: (nJ2Z/4) =
: (nd з//4), где L — перемещение шток-плунжера; I — перемеще-
ие рабочего плунжера. Отсюда следует I = L(d \/d 3).
Так как увеличение давления на рабочем плунжере по сравне-
йю со шток-плунжером пропорционально отношению квадратов
х диаметров, а перемещение рабочего плунжера обратно пропор-
ионально этому отношению, следовательно, во сколько раз вы-
грывают в силе, во столько же раз проигрывают в расстоянии,
[еремещение шток-плунжера L = ln(d \/d 2), где п — количество
рабочих плунжеров.
j’ Перемещение шток-плунжера пневмогидравлического пре-
;образователя увеличивается по сравнению с перемещением рабо-
чих плунжеров обратно пропорционально отношению квадратов
ЙХ диаметров и прямопропорционально количеству рабочих
плунжеров.
* Например, если диаметр шток-плунжера равен 40 мм, число
рабочих плунжеров диаметром 60 мм равно шести, ход плунжера
£0 мм, то необходимое перемещение шток-плунжера равно
Ь = 20 • 6 • (602/402) = 270 мм.
Г Следовательно, учитывая перемещение воздушного поршня в
Цилиндре, получим, что только для перемещения поршня и
^лток-плунжера необходима длина 540 мм.
s,. Объем сжатого воздуха, необходимый на один зажим заготов-
ки: V= (nd 2Z/4). Так как ход поршня пневмоцилиндра равен ходу
Шток-плунжера L = (Ind \)/d 2, то И= (0,785/hJ2 J23)/J2.
L Преобразователи давления последовательного действия обес-
печивают высокое давление масла и большие по величине пере-
мещения рабочих плунжеров (или поршней рабочих цилиндров)
приспособления при малых перемещениях поршня пневмоци-
ВЙндра.
ж Основным отличием преобразователя этого типа от преобразо-
вателя прямого действия является наличие дополнительной по-
вести низкого давления масла, которая является и масляным ре-
фвуаром.
II Поршни рабочих цилиндров перемещаются от потока масла
тзкого давления. Полость для масла низкого давления из-за
ЦЬлыпого диаметра имеет небольшую длину.
411
Необходимое перемещение поршня предварительного зажима
при равенстве объемов масла [л(й?2 -d2)L\/4 = ^nd2/n будет рав-
но: L = (d \ln)/(d \ — d2), где — диаметр рабочего плунжера; -
диаметр поршня предварительного зажима; d — наружный диа-
метр втулки цилиндра высокого давления.
Объем полости для масла низкого давления преобразователя
незначителен. Это обусловлено тем, что расход масла высокого
давления необходим для пополнения объёма гибкого шланга, рас-
ширяющегося при высоком давлении, пополнения утечек масла
в системе, сжатия воздушных мешков (при наличии их в гидро-
системе). Таким образом, в преобразователях давления после-
довательного действия ход шток-плунжера сокращен до мини-
мума. Это значительно уменьшает габаритные размеры преоб-
разователя.
Эти преобразователи обеспечивают предварительный зажим
обрабатываемых заготовок с небольшим усилием, что дает воз-
можность корректирования вручную погрешности установки за-
готовки.
Работа преобразователя осуществляется по такому последова-
тельному замкнутому циклу.
1. Подвод обрабатываемой заготовки к установочным элемен-
там приспособления и предварительный зажим ее при низком дав-
лении масла с небольшими усилиями.
2. Окончательный зажим заготовки при высоком давлении
масла.
3. Разжим детали. При этом происходит слив масла из рабочих
цилиндров в полости низкого и высокого давления преобразовате-
ля.
На рис. 5.7 дана схема пневмогидравлического преобразовате-
ля последовательного действия. Воздушная сеть питания преобра-
зователя состоит из предохранительной, контрольно-регулирую-
щей аппаратуры и аппаратуры управления, которая гарантирует
нормальную работу преобразователя, а также обеспечивает без-
опасность работы приспособления путем блокировки преобразо-
вателя с электроприводом станка:
1) соединительная муфта 1, обеспечивающая с помощью на-
кидной гайки быстрое присоединение преобразователя к сети по-
дачи сжатого воздуха;
2) проходной кран 2, служащий для включения и отключения
преобразователя от воздушной сети;
412
Рис. 5.7. Схема пневмогидравлического преобразователя последовательного
действия
3) водоотделитель 3, обеспечивающий конденсацию и улавли-
вание влаги и очистку сжатого воздуха от частиц грязи и пыли;
4) масленка 4, служащая для смазывания подвижных частей
аппаратуры и преобразователя;
5) реле давления 5, встроенное для предотвращения аварий пу-
тем отключения электродвигателей станка в случае падения давле-
ния воздуха в сети ниже допускаемого;
6) регулятор давления 6, служащий для уменьшения давления
сжатого воздуха, поступающего из воздушной сети, и поддержа-
ния постоянного давления на требуемом уровне;
7) обратные клапаны 7, предназначенные для предотвращения
мгновенного выхода сжатого воздуха из рабочей камеры преобра-
зователя. В промежутке между ними образуется зона повышенно-
го давления в случае падения давления в сети. Это обеспечивает за-
крепление обрабатываемой заготовки до тех пор, пока станок, от-
ключенный с помощью реле давления, полностью не остановится;
8) распределительный четырехходовой кран 8, служащий для
управления преобразователем давления.
Преобразователь давления последовательного действия, рабо-
тает следующим образом (см. рис. 5.7). При повороте рукоятки
распределительного крана в положение, соответствующее предва-
рительному зажиму обрабатываемой заготовки, сжатый воздух по
413
трубопроводу Z подается в полость А. При этом поршень 11, пере-
мещаясь вправо, вытесняет масло из полости Б по трубопроводу II
в разделительный клапан 12 под давлением, равным давлению
подводимого к преобразователю воздуха, и затем через гибкий
шланг /Z/и соединительную муфту 13 в гидросистему приспособ-
ления. При этом прихваты под действием поршней рабочих ци-
линдров /-/прижимают обрабатываемую заготовку с усилиями, со-
ответствующими низкому давлению масла.
При повороте рукоятки крана в положение, которое соответст-
вует окончательному зажиму заготовки, сжатый воздух по трубо-
проводу IV поступает в полость В. При этом поршень 9 вместе с
плунжером 10 перемещается вправо. Так как отношение площа-
дей поршня 9и плунжера /Оравно d \/d\, давление масла в полос-
ти Г увеличится в d \/d\ раз. При давлении воздуха, поступающего
в полость В, равном 0,4 МПа, давление масла в полости Ги, следова-
тельно, в гидросистеме приспособления будет равно 0,4(J \/d 2) МПа.
Масло под высоким давлением из полости Г поступает под плун-
жер разделительного клапана, который перемещаясь перекрывает
коническое отверстие. Таким образом, перекрывается сообщение
между полостями Би Г. Наличие кольцевой выточки на плунжере
клапана позволяет полости Гсообщаться с гидросистемой приспо-
собления.
При повороте рукоятки крана в положение, соответствующее
отжиму детали, сжатый воздух по трубопроводу ^поступает в по-
лость Д. Под давлением воздуха поршень 9 и связанный с ним
плунжер 10 перемещаются влево. Из полости В воздух по трубо-
проводу IV поступает в распределительный кран и далее в атмо-
сферу. Поршни рабочих цилиндров 14 перемещаются в исходное
положение под действием возвратных пружин цилиндров или под
давлением воздуха, подводимого к обратным полостям рабочих
цилиндров. При этом масло из рабочих цилиндров поступает в по-
лости Б и Г преобразователя. Из полости А по трубопроводу Z воз-
дух через распределительный кран уходит в атмосферу. При этом
плунжер распределительного клапана под действием пружины пе-
ремещается и открывает доступ маслу через трубопровод II в по-
лость Б и через обратный шариковый клапан в полость Г. Мано-
метры низкого и высокого давления служат для контроля давления
воздуха в пневмосистеме и масла в гидросистеме.
Преобразователи давления последовательного действия могут
поочередно обслуживать несколько приспособлений. Для этой
цели преобразователь соединяют с гидросистемой приспособле-
ния специальной муфтой 13, которая позволяет быстро соединять
и отсоединять гидросистему приспособления от преобразователя.
414
Рис. 5.8. Преобразователь давления диафрагменного типа
Луфта не дает возможность маслу вытекать из гидросистемы при-
дгособления и преобразователя. Поэтому отпадает необходимость
аполнения маслом гидросистем при повторных присоединениях
фиспособления. Так как управление пневмогидравлическим пре-
>бразователем происходит в пневматической системе, а масляная
;истема преобразователя и приспособления является замкнутой,
феобразователь давления может обслуживать одновременно
олько одно приспособление.
415
Преобразователь давления диафрагменного типа (рис. 5.8) со-
стоит из воздушного цилиндра и двух камер низкого и высокого
давления. Камера низкого давления, которая является одновре-
менно масляным резервуаром, образована кольцевыми расточка-
ми в корпусе 6 и крышке 8 цилиндра, соединенных винтами77.
Воздушная и масляная камеры низкого давления разделены диа-
фрагмой 9 из маслостойкой твердой резины. Камерой высокого
давления является гидроцилиндр, состоящий из стальной втулки 5
и крышки 10. Воздушный цилиндр образован трубой 4, зажатой
между корпусом и задней крышкой 13, стянутых четырьмя шпиль-
ками 15 и гайками 12. Воздушный поршень 3 перемещается в
пневматическом цилиндре. Шток-плунжер 16 связан с поршнем
съемной шайбой 14 и перемещается в гидроцилиндре высокого
давления. Для амортизации удара поршня о крышку при обратном
ходе использован резиновый буфер 1.
Камеры высокого и низкого давления разделены клапаном,
который ввернут в крышку цилиндра высокого давления. В корпу-
се 27 этого клапана выполнено центральное отверстие с конусом.
Плунжер 23 притерт к отверстию и конусу корпуса. Он поджат
пружинкой 22, заставляющей плунжер прижиматься торцом к
крышке 20. В плунжере сделаны кольцевая канавка и четыре ради-
альных паза.
Перпендикулярно центральному отверстию в корпусе выпол-
нено отверстие, в котором установлен обратный шариковый кла-
пан, состоящий из шарика 25, поджатого пружиной 24. При пред-
варительном зажиме обрабатываемой заготовки сжатый воздух,
поступающий через штуцер 18, действует на диафрагму. В резуль-
тате этого масло из камеры низкого давления по трубопроводу 26
поступает в разделительный клапан. Плунжер последнего под дей-
ствием пружины открывает доступ маслу в гидросистему приспо-
собления, а также через обратный шариковый клапан в гидроци-
линдр высокого давления, пополняя утечки.
При окончательном зажиме заготовки сжатый воздух поступа-
ет через штуцер 77 под поршень пневмоцилиндра, заставляя
шток-плунжер двигаться вправо. Масло из цилиндра высокого
давления поступает в разделительный клапан и далее через отвер-
стия в клапане под плунжер. Плунжер, сжимая пружинку, пере-
местится вниз, плотно входя в коническое отверстие во втулке, пе-
рекрывая доступ масла в камеру низкого давления. Через кольцевую
втулку в плунжере под высоким давлением подается в гидросистему
приспособления. Заполнение маслом резервуара осуществляется че-
рез отверстие, закрытое пробкой 7. Контроль давления воздуха и
416
масла выполняется манометрами 2 и 27 низкого и высокого давле-
ния соответственно.
Обратный ход поршня происходит от подачи сжатого воздуха
через штуцер 19 в бесштоковую полость пневмоцилиндра. Воздух
из рабочей полости и из-под диафрагмы уходит в атмосферу через
распределительный кран. Возврат поршней рабочих гидроцилин-
дров в начальное положение происходит под действием пружин,
создающих давление в гидросистеме не менее 0,2 МПа, или под
действием сжатого воздуха, поступающего в нерабочую полость
рабочих гидроцилиндров. Слив масла из цилиндра в полость низ-
кого давления осуществляетя через разделительный клапан, плун-
жер которого перемещается под действием пружины, в камеру
низкого и высокого давления.
Отношение площадей поршня и шток-плунжера преобразова-
теля выполнено 16:1. Поэтому давление масла в гидросистеме,
создаваемое преобразователем, без учета трения в 16 раз больше
давления воздуха в пневмосети.
Пневмогидравлические преобразователи изготавливаются
трех типоразмеров с расходом масла низкого давления 400, 900 и
2000 см3 при соответствующем расходе масла высокого давления
’ 50, 100 и 200 см3.
Диаметры поршней и плунжера для трех типоразмеров преоб-
разователей соответственно: 120, 160, 200; 30, 40, 50 мм. Габарит-
‘ ные размеры (мм) преобразователей (длина и высота) соответст-
венно равны 270 х 250; 285 х 288; 370 х 333.
Диафрагменный преобразователь давления может действовать
: И без предварительного зажима обрабатываемых заготовок. При
I этом управление работой преобразователя осуществляется треххо-
довым воздушным распределительным краном, рукоятка которо-
го при работе устанавливается в положении зажима, минуя поло-
жение предварительного зажима. Последовательность работы ка-
меры низкого и высокого давления масла реализуется введением в
схему согласующего клапана, в котором время отставания работы
йолостей низкого и высокого давления регулируется дросселем.
; На рис. 5.9 показан согласующий клапан, который присоединяет-
ся к задней крышке преобразователя с помощью штуцера 15. Кла-
йпан состоит из двух свинченных корпусов 1 и 10. Штуцер 14 при-
соединяется к выходному отверстию разделительного клапана,
i. Правый штуцер состыкован с воздухопроводом, который подве-
зен к камере низкого давления. При повороте рукоятки крана в
«положение зажима сжатый воздух поступает под диафрагму и вы-
ясняет масло через разделительный клапан в гидросистему при-
417
Рис. 5.9. Согласующий клапан
способления. В то же время масло поступает через левый штуцер в
согласующий клапан.
Настройкой дросселя 5 устанавливается требуемое отставание
работы поршня 6. Он срабатывает лишь после того, как обрабаты-
ваемая заготовка будет доведена до установочных баз и предвари-
тельно зажата под действием масла низкого давления. После на-
стройки дроссель контрится гайкой 4 и закрывается колпачком 3 с
уплотнением 2. После поступления масла под поршень 6 послед-
ний переместится вправо, сжимая пружину 9. Плунжер 8, нажимая
на шарик 12, сжимает пружину 13, открывая доступ воздуха под
пневматический поршень преобразователя. Происходит оконча-
тельный зажим заготовки. Поршень и плунжер уплотнены резино-
выми кольцами 7 и 11. При разжиме детали плунжер 8 под дейст-
вием пружины вытесняет масло через обратный клапан 16 и левый
штуцер в масляные камеры преобразователя. Воздух из пневмоци-
линдра преобразователя через шарик 12 и штуцер 14 уходит в ат-
мосферу.
Пневмогидравлический диафрагменный преобразователь дав-
ления к вертикально-фрезерным станкам (рис. 5.10) имеет малые
размеры, хорошую компоновку устройства со станком и удобен в
управлении.
Пневмогидравлический преобразователь представляет собой
(рис. 5.11) систему из двух блоков, каждый из которых состоит из
пневматического и гидравлического цилиндров. Конструкция
блока низкого давления выполнена так, что сжатый воздух дейст-
вует на жидкость через диафрагму. Все ступени цикла выполняют-
ся последовательно, путем ручного переключения трехпозицион-
ного распределительного крана. На случай, когда в работу вступает
418
• Рис. 5.10. Пневмогидравлический преобразователь к фрезерным станкам:
i1 — корпус; 2 — масляный бак; 3 — трубопровод; 4 — шланг; 5 — болт; 6 — пневмоцилиндр;
; • 7— нижняя крышка; 8, 10, 11 — штуцеры; 9 — маслопривод; 12 — манометр
большое число гидроцилиндров приспособления и может оказать-
'ся, что масла в системе будет недостаточно, в системе предусмот-
/рен дополнительный гидроцилиндр.
[, Преобразователь работает по следующему замкнутому циклу.
‘*г 1. Предварительный зажим (рис. 5.11, а). Воздух из сети под
Давлением 0,4 МПа поступает по трубопроводу в верхнюю полость
Тидроцилиндра 1, воздействует на диафрагму', и масло по трубо-
проводу из нижней полости гидроцилиндра поступает в полость Л
рабочего цилиндра 2, а из него к приспособлению на предвари-
тельный зажим.
2. Окончательный зажим (рис. 5.11,6). Воздух из системы по-
ступает в верхнюю часть полости Б рабочего цилиндра 2, воздейст-
вует на верхний поршень и в то же время по каналу в штоке 3 по-
ступает в верхнюю часть полости В и давит на второй (нижний)
^Поршень. Два поршня на общем штоке обеспечивают при рабочем
||оде в 1,9 раза большее усилие на штоке, чем при обычном цилин-
рре такого же диаметра с одним поршнем. Шток, перемещаясь
«Ьниз, перекрывает отверстие, соединяющее цилиндр 2 с гидроци-
$Индром 7, и масло под высоким давлением подается в приспособ-
419
♦ Воздух
Рис. 5.11. Схема пневмогидравлического усилителя {а, б, в); схема монтажа
пневмогидравлического усилителя на вертикально-фрезерном станке (г)
г
ление. Происходит окончательный зажим под давлением масла
10 МПа.
3. Раскрепление детали (рис. 5.11, в). Сжатый воздух из пнев-
мосистемы подается в нижнюю часть полости Ви в нижнюю часть
полости Б пневмоцилиндра 2. Шток перемещается вверх, откры-
вает отверстие, соединяющее пневмоцилиндр 2 с гидроцилиндром
1. Масло по этому каналу и трубопроводу из приспособления по-
ступает в гидроцилиндр. Сжатый воздух одновременно поступает
в нижнюю полость рабочего цилиндра приспособления. При этом
происходит раскрепление детали.
На рис. 5.11, г показана схема монтажа пневмогидравлическо-
го преобразователя на вертикально-фрезерном станке. При вклю-
чении крана управления 4 сжатый воздух по трубопроводам 1 и 2
под давлением 0,4...0,5 МПа из магистрали подается в пневмогид-
420
Сжатый воздух
из сети
Рис. 5.12. Преобразователь последовательного действия
с двумя диафрагмами
равлический преобразователь давления 3, откуда масло по масло-
проводу 5 подается в рабочие цилиндры приспособления.
Пневмогидравлический преобразователь давления последова-
тельного действия с двумя резиновыми диафрагмами показан на
рис. 5.12. По принципу работы и конструкции он аналогичен пре-
образователю с одной диафрагмой. Отличие заключается в том,
что обратный ход рабочих цилиндров осуществляется не пружина-
Ми рабочих цилиндров и не сжатым воздухом, как в преобразова-
телях с одной диафрагмой, а маслом низкого давления. Полость А
масла низкого давления, которая образована второй диафрагмой,
является резервуаром масла, расходуемого на обратный ход рабо-
чих цилиндров. При разжиме сжатый воздух поступает под диа-
фрагму 1 и вытесняет масло из полости А через отверстие 2 в што-
ковую полость рабочих цилиндров. В результате этого происходит
Обратный ход поршней. Недостатком конструкции является от-
сутствие разделительного клапана. Роль разделительного клапана
Выполняет плунжер 3, перекрывающий при окончательном зажи-
ме обрабатываемой заготовки во время перемещения вправо от-
верстие, соединяющее полость низкого давления масла Б и по-
лость высокого давления В. Так как при разделении этих полостей
Отсутствуют уплотнительные кольца, нужно чтобы плунжер и
Втулка 4 были тщательно притерты для избежания утечек,
i Преобразователи давления диафрагменного типа при положи-
Гельных качествах (малые габариты, простота конструкции) име-
421
Рис. 5.13. Бездиафрагменный пневмогидравлический преобразователь
ют недостаток, который заключается в быстром выходе из строя
резиновой диафрагмы, работающей со знакопеременной нагруз-
кой. Для долговечной службы преобразователя необходимо каче-
ственное изготовление диафрагмы.
При отсутствии масла в полости низкого давления нельзя
включать рукоятку в положение зажима. Это обусловлено тем, что
под давлением воздуха диафрагма плотно прилегает к крышке пре-
образователя, после чего невозможно без разборки преобразовате-
ля заполнить полость маслом.
Бездиафрагменный пневмогидравлический преобразователь
(рис. 5.13) состоит из корпуса 1, к которому присоединен болтами
цилиндр 2с помощью крышки 3. Его габариты 180 х 260 х 420 мм.
Поршень 11 перемещается в цилиндре, а связанный с ним
шток-плунжер 12 — в расточке корпуса, которая является гидро-
цилиндром высокого давления. При повороте рукоятки крана 4 в
положение предварительного зажима сжатый воздух по трубопро-
воду 5 подается в полость масла низкого давления. Под действием
сжатого воздуха масло под давлением 0,4...0,5 МПа поступает че-
рез три отверстия 6 в полость А и оттуда через втулку 7и трубопро-
вод 8 в гидросистему рабочих цилиндров 9 приспособления. Пор-
шень 10 передает усилие предварительного зажима элементам
приспособления.
При повороте рукоятки крана в положение окончательного за-
жима сжатый воздух подается под поршень 11 пневмоцилиндра-
перемещая его и соединенный с ним шток-плунжер вправо. Масло
из полости А через три отверстия 6 течет в полость масла низкого
давления до тех пор, пока плунжер, перемещаясь вправо, не пере'
кроет отверстия. После этого давление в полости А и гидросистеме
422
|гспособления увеличивается и достигает 5...6 МПа. Происходит
нчательный зажим заготовки.
Чашеобразный латунный манжет 77толщиной 0,5 мм и с на-
ном стенок 1°30' обеспечивает уплотнение цилиндра. Уплотне-
между полостью низкого давления и воздушным цилиндром
ществлено двумя резиновыми кольцами, между которыми вы-
нено дренажное отверстие 16.
Внутренняя поверхность чугунного корпуса 7 пропитана баке-
овым лаком. Крышка 75закрывает полость масла низкого дав-
ня. При повороте рукоятки крана в положение разжима сжа-
[ воздух подается по трубопроводу 73в противоположную по-
ть пневмоцилиндра и по трубке 14 в обратную полость рабо-
гидроцилиндров приспособления. При этом поршень 77 со
ж-плунжером движется влево, и масло из рабочих цилиндров
тупает через полость А и три отверстия 6в полость низкого дав-
ня масла.
Конструкция такого преобразователя более проста из-за отсут-
1я диафрагмы и разделительного клапана.
Преобразователь давления бездиафрагменного типа показан на
. 5.14, а. Преобразователь состоит из воздушного цилиндра и
< гидроцилиндров низкого и высокого давления. Воздушный
индр .14 и гидроцилиндр низкого давления 77 соединены с по-
дью фланца 12. В нижнем фланце 75 воздушного цилиндра
ются четыре отверстия для закрепления преобразователя,
три гидроцилиндра 77 расположен цилиндр высокого давле-
6. Он состоит из стальной втулки, прикрепленной четырьмя
тами 4 к промежуточному фланцу. Поршень 7 пневмоцилинд-
вязан шайбой 2 со шток-плунжером 3 гидроцилиндра давле-
. В торце цилиндра 6 смонтирован разделительный клапан 7.
|аслоуказатель 9 служит для контроля уровня масла в цилиндре
изкого давления.
t При предварительном зажиме обрабатываемой заготовки сжа-
йй воздух поступает в штуцер 19, ввернутый в промежуточный
Ланец 12, и далее через взаимно перпендикулярные отверстия во
Ланце и трубку 10 в верхнюю полость гидроцилиндра низкого
1вления 77.
Под давлением сжатого воздуха масло через трубки 5 и 77 по-
купает в разделительный клапан и далее в гидросистему приспо-
)бления. Давление масла контролируется манометром 8. При
сончательном зажиме сжатый воздух через штуцер 16 отверстия
I фланце поступает под поршень воздушного цилиндра. При
Юм масло из цилиндра высокого давления под действием
423
Рис. 5.14. Преобразователь давления бездиафрагменного типа
шток-плунжера поступает через разделительный клапан в гидро-
систему приспособления, осуществляя окончательный зажим за-
готовки. Обратный ход поршня происходит под действием сжато-
го воздуха, поступающего через штуцер 13 в верхнюю полость
пневмоцилиндра, а из нижней полости пневмоцилиндра и верх-
424
шей полости гидроцилиндра уходит через распределительный кран
В атмосферу. Слив масла в гидроцилиндр низкого давления 11 осу-
ществляется через разделительный клапан пружинами рабочих
игидроцилиндров или под действием сжатого воздуха, подводимого
Ж цилиндрам. Для транспортирования преобразователя служат два
Крюка 18.
I Отношение диаметров поршня и шток-плунжера 25:1, следо-
вательно, преобразователь создает без учета трения давление мас-
иа, увеличенное в 25 раз по сравнению с давлением воздуха. Диа-
|метр поршня 200 мм, диаметр шток-плунжера 40 мм. Расход масла
вшзкого давления 3000 см3. Расход масла высокого давления
|175 см3.
I На рис. 5.14, б показаны два варианта пневмогидравлических
Цжем: с обратным ходом поршней рабочих цилиндров под действи-
ем возвратных пружин для приспособлений с цилиндрами двусто-
роннего действия; с обратным ходом поршней цилиндров под дей-
ствием сжатого воздуха для приспособлений с цилиндрами одно-
стороннего действия.
г Пневмогидравлический преобразователь давления поршневого
Импа (рис. 5.15). В отличие от преобразователей диафрагменного
иипа предварительный зажим обрабатываемых заготовок осущест-
вляется давлением воздуха не на резиновую диафрагму, а на пор-
миень, вытесняющий масло из полости низкого давления в гидро-
систему зажимных приспособлений. Воздушная и масляная среда
|В полости низкого давленця масла разделены поршнем. Это спо-
собствует отсутствию в масляной полости воздушных мешков, за-
грязнения масла и адсорбции воздуха в масляную среду. Преобра-
зователь состоит из воздушной полости окончательного зажимаЛ,
Воздушной полости предварительного зажима. Б, полости низкого
давления масла — предварительного зажима В, полости высокого
давления масла Г. При повороте рукоятки в положение предвари-
Ьльного зажима сжатый воздух поступает через отверстие 1 в ниж-
Ьюю часть воздушной полости предварительного зажима Б. Двух-
ступенчатый поршень 2 движется вверх, создавая в полости В дав-
ление в два раза большее, чем давление воздуха, из-за разности пло-
Кадей ступеней поршня. Масло из полости В через разделительный
жлапан поступает в рабочие цилиндры приспособления. Таким об-
йЬазом, усилие предварительного зажима увеличивается, что гаран-
тарует точную установку заготовки в приспособлении при предва-
||ительном зажиме.
К При повороте рукоятки крана в положение окончательного за-
Икима сжатый воздух через отверстие 3 подается в нижнюю часть
425
Рис. 5.15. Схема пневмогидравлического преобразователя
давления поршневого типа
воздушной полости А. При этом поршень 4 и соединенный с ним
шток-плунжер 5 перемещаются вверх, вытесняя масло из полости
Г через разделительный клапан в гидросистему приспособления,
окончательно зажимая заготовку.
Обратный ход воздушных поршней 2и 4 происходит под давле-
нием сжатого воздуха. Такая конструкция преобразователя гаран-
тирует отвод поршня 2 в исходное положение независимо от воз-
вратных пружин рабочих цилиндров. При переключении рукоят-
ки крана управления в положение разжима сжатый воздух посту-
пает одновременно через отверстие 7в верхнюю часть полости Б и
отверстие 6в верхнюю часть полости А. При этом оба поршня пе-
ремещаются вниз в исходное положение. Резиновые буферы 8м 9
служат для предотвращения ударов поршней о фланцы.
Малогабаритный пневмогидравлический преобразователь давле-
ния предназначен для питания пневмогидравлических приспособ-
лений, в которых обрабатываются заготовки малогабаритных де-
талей (рис. 5.16).
Объем масла низкого давления, расходуемый на заполнение
рабочих цилиндров при подводе зажимных элементов к заготовке
и предварительный зажим, 250 см3. Объем масла высокого давле-
ния для окончательного зажима 20 см3.
426
Рис. 5.16. Малогабаритный пневмогидравлический преобразователь
Преобразователь давления выполнен в виде двух цилиндров.
Пневматический цилиндр 4 и цилиндр низкого давления 2 соеди-
нены с помощью фланца 3, цилиндрическая часть 13 которого яв-
ляется цилиндром высокого давления. В крышке /преобразовате-
ля установлен разделительный клапан и манометр для контроля
высокого давления масла. В правой крышке 11 расположен согла-
сующий клапан. При повороте рукоятки трехходового воздушного
распределительного крана в положение зажима сжатый воздух по-
дается под цилиндрическую резиновую диафрагму 8. Плунжер 5
Согласующего клапана под действием пружины движется влево.
При этом перекрывается доступ воздуха в рабочую полость пнев-
матического цилиндра. Нерабочая полость его через распредели-
тельный кран сообщается с атмосферой.
Под давлением сжатого воздуха на диафрагму масло из гидро-
цилиндра низкого давления через распределительный клапан,
плунжер 1 которого под действием пружин находится в верхнем
‘Положении, и штуцер 6 поступает в рабочие гидроцилиндры при-
способления. При этом масло поступает также в гидроцилиндр
высокого давления 13. Как только давление в масляной системе
Достигает 0,4...0,5 МПа, шток-плунжер 9 и соединенный с ним
поршень 10, сжимая пружину плунжера 5, движутся вправо, от-
крывая доступ воздуха в правую полость цилиндра 4 через штуцер
\32. Под действием сжатого воздуха поршень с плунжером движут-
ся влево, создавая давление масла в гидроцилиндре высокого дав-
ления 6,8...8,5 МПа. При этом происходит окончательный зажим
Заготовки.
Плунжер 5 согласующего клапана под давлением сжатого воз-
духа все время находится в правом положении. При повороте ру-
’’ 427
Рис. 5.17. Самотормозящийся пневмогидравлический
преобразователь давления
коятки распределительного крана в положение разжима сжатый
воздух подается в левую полость пневмоцилиндра, перемещая
поршень вправо, а из правой полости через согласующий клапан,
штуцер 12 и распределительный кран уходит в атмосферу. В то же
время воздух из-под диафрагмы также уходит в атмосферу.
Возврат поршней рабочих цилиндров приспособления в ис-
ходное положение происходит от пружин цилиндров.
Малогабаритные преобразователи давления монтируются не-
посредственно на приспособлении или на столе станка.
Преобразователь давления с самотормозящим звеном. Недоста-
ток всех рассмотренных выше преобразователей состоит в том, что
в случае падения давления в рабочем пневмоцилиндре или чрез-
мерного увеличения сил резания может произойти ослабление за-
жима заготовки.
Самотормозящийся пневмогидравлический преобразователь
(рис. 5.17) устраняет этот недостаток. Преобразователь состоит из
сборного корпуса, внутри которого перемещается сдвоенный пор-
шень 1. Через сдвоенный поршень и крышки корпуса проходит
цилиндр 5. Внутри последнего смонтирован плунжер 2 с роликом
428
на конце. К задней крышке корпуса прикреплено самотормозя-
щееся устройство, состоящее из штока поршня 4, соединенного с
' подвижным клином 3, в который упирается ролик плунжера 2.
По трубопроводу /сжатый воздух подается в полость Л и, пере-
мещая поршень 1, вытесняет жидкость из полости Б через клапан-
ную коробку в рабочие цилиндры и полость В. При этом разность
размеров поршней обеспечивает увеличение давления предвари-
тельного зажима по сравнению с давлением воздуха в сети пример-
но в два раза. После выполнения предварительного зажатия заго-
товки переключением крана сжатый воздух направляется по тру-
бопроводу II в полость Ди, поднимая поршень с клином 3 вверх,
перемещает плунжер 2, создающий высокое давление жидкости в
полости В. Это давление передается в рабочие цилиндры для окон-
, нательного зажима заготовки. Открепление детали осуществляет-
ся при подаче сжатого воздуха через трубопровод III в воздушные
полости /и Е. Наличие самотормозящегося устройства делает сис-
тему жесткой, надежно противостоящей действию сил, стремя-
щихся ослабить крепление заготовки в приспособлении.
Самотормозящиеся пневмогидравлические преобразователи
для удобства эксплуатации выполняются в виде отдельного агрега-
та, смонтированного в металлическом шкафу, который может
быть установлен вне станка и связан с приспособлением гибким
шлангом. Эти установки позволяют получить давление жидкости
5...8 МПа при давлении в воздушной сети 0,4...0,5 МПа. Компо-
новка пневмогидравлических преобразователей показана на
рис. 5.18.
При отсутствии воздушных мешков в гидросистеме приспо-
собления и преобразователя и отсутствия утечек масла преобразо-
ватель давления будет самотормозящим, т. е. при увеличении уси-
; лий резания, а следовательно, и увеличений усилий на прихваты
(из-за несжимаемости масла) усилия будут восприниматься через
I плунжер самотормозящим клином. Наличие воздушных мешков в
• гидросистеме вызовет отход прихватов от заготовки из-за сжимае-
мости воздуха. Для полной гарантии безопасности работы приспо-
соблений в пневматическую сеть преобразователя нужно вклю-
чать предохранительную аппаратуру: реле давления и обратный
'-клапан, обеспечивающий отключение электродвигателей станка
При падении давления в сети, так как наличие воздушных мешков
и утечек масла в гидросистеме неизбежны.
Пневмогидравлические преобразователи широко используются
Ч конструкциях универсальных переналаживаемых приспособле-
ний. Универсальное переналаживаемое наладочное приспособле-
429
5
6
A
Рис. 5.18. Общий вид пневмогидравлического преобразователя:
1 — преобразователь; 2 — водоотделитель; 3 — масленка; 4 — кран проходной; 5 — кран четы-
рехходовой; б—воздушный клапан; 7—регулятор давления
ние плунжерного типа (рис. 5.19) со встроенным пневмогидравли-
ческим преобразователем прямого действия предназначено для
установки и закрепления заготовок (до 250 х 300 мм), требующих
поджима к горизонтальной базовой плоскости при обработке на
фрезерных станках с шириной стола не менее 300 мм. Базовая
часть приспособления представляет собой стол «S’ (380 х 5500 мм) с
Т-образными поперечными и продольными пазами.
На периферии стола установлены десять встроенных гидрав-
лических цилиндров, шток-плунжеры 12 которых передают уси-
лие зажимным элементам, закрепленным в Т-образных пазах сто-
430
Рис. 5.19. Универсальное переналаживаемое приспособление
ла. Установочные базовые элементы располагают в пазах стола и
закрепляют болтами, вставляемыми в Т-образные пазы.
Сила зажима создается сжатым воздухом, который подается
через штуцер 14. Переключением рукоятки крана управления 19
закрепляют и раскрепляют обрабатываемые изделия, устанавли-
ваемые на сменные установочные базовые наладки. Сжатый воз-
дух, поступая в полость 10и воздействуя на поршень 9 встроенного
пневматического цилиндра, шток 5 которого является плунжером
масляного цилиндра, создает высокое давление масла в гидросис-
теме. Рабочие полости всех гидроцилиндров сообщаются с гидро-
цилиндром плунжера пневмогидравлического цилиндра. Следо-
вательно, движение последнего вызывает перемещение рабочих
плунжеров, передающих силу зажима прихватам, закрепляющим
обрабатываемые заготовки. Сила зажима определяется по таблице
16 (расположенной на столе) в зависимости от давления воздуха,
определяемого по манометру 17. Диапазон сил составляет
2942... 11 760 Н. Давление воздуха регулируют регулятором давле-
ния 15. Давление масла контролирует манометр 18. Максималь-
ный ход рабочих плунжеров составляет 8... 10 мм при работе одного
из них. При одновременной работе нескольких плунжеров ход ка-
ждого соответственно уменьшается. Во избежание перемещения
нерабочих плунжеров, наружную гайку 11 цилиндра завинчивают
до упора в плунжер. При работе одного или двух плунжеров, ход
которых будет соответственно 8... 10 мм или 4...5мм, зажим загото-
вок может осуществляться непосредственно пневмогидравличе-
ским приводом. При одновременной работе большего количества
плунжеров в результате уменьшения их хода возникает необходи-
мость предварительного зажима. Для этого используют механо-
гидравлический привод.
Рукояткой 13 привода вращают коническую пару 7 и 2 шесте-
рен, перемещающих гайкой плунжер 3 гидроцилиндра, полость 4
которого сообщается с рабочими гидроцилиндрами. Давление
масла передается рабочим плунжерам. В результате этого происхо-
дит предварительный зажим обрабатываемых заготовок. Оконча-
тельно заготовку зажимают пневмогидравлическим приводом,
включая кран управления. Раскрепляют детали переключением
рукоятки крана управления, через который сжатый воздух выхо-
дит в атмосферу. При этом шток-плунжер гидроцилиндра, так же
как рабочие плунжеры, под действием пружины поршня переме-
щается в исходное положение. Когда используют предваритель-
ный зажим, то раскрепляют детали рукояткой, которую вращают в
432
Рис. 5.20. Сменные наладки:
а — прихват; б — г — прихваты отодвижные; <? — прихват для горизонтального крепления;
g — угольник; ж — упорная планка; з — опоры; и, к — горизонтальные упоры; л — опорная
планка
обратную сторону. Пробки би /закрывают отверстия для заполне-
ния маслом гидросистемы.
Обрабатываемые заготовки устанавливают и закрепляют с по-
мощью сменных наладок, которые компонуют из нормализован-
ных установочных и крепежных узлов (рис. 5.20).
Базовым агрегатным узлом переналаживаемого механизиро-
ванного приспособления (рис. 5.21) к фрезерным станкам являет-
ся выполненный из стальной поковки стол 7 с пятнадцатью встро-
енными гидроцилиндрами 2. На верхней установочной плоскости
стола выполнена координатная сетка Т-образных пазов. Цилинд-
ры расположены в ступенчатых отверстиях плиты, оси которых
проходят через пазы плиты или их перекрытия. Источником дав-
ления масла гидроцилиндров является двухступенчатый пневмо-
18-5845 433
Рис. 5.21. Универсальное переналаживаемое гидравлическое приспособление
Рис. 5.22. Сменные наладки:
а — д — зажимные регулируемые наладки; е — дополнительный ручной прижим для крепле-
ния нежестких деталей; ж — большая неподвижная губка; е — малые неподвижные губки;
и — унифицированные регулируемые установочные наладки; к — самоустанавливаюшаяся
опора; л, м — упоры со шпоночными выступами для ориентации в пазах стола
гидравлический усилитель (преобразователь), устанавливаемый
на станине станка или около него.
От усилителя масло через штуцеры 4 и 5 и каналы в корпусе по-
дается в поршневую или штоковую полость цилиндров. Пробки 3
заглушают отверстия, служащие для выпускав воздуха из гидро-
системы. Сила, развиваемая гидроцилиндром, составляет 1470 Н
при давлении масла 1 МПа и 14 700 Н при давлении 10 МПа. Дав-
ление масла контролируют по манометру. На лицевой стенке уси-
лителя имеется шкала для перевода давления масла в силу, разви-
ваемую гидроцилиндром. Ход поршня гидроцилиндра 10 мм. Для
выключения неработающих гидроцилиндров шток поворачивают
на 90°. При этом прямоугольный выступ штока устанавливается
перпендикулярно прямоугольному пазу корпуса цилиндра. Для
фиксации положения поршня в его нижний торец запрессован
Штифт, входящий в радиальный паз крышки цилиндра. При вклю-
чении цилиндра резьбовое отверстие штока заглушают пробкой.
Заготовки устанавливают с помощью сменных унифицированных
наладок, планок, угольников и т. д. (рис. 5.22).
Подвижная губка наладки тисочного типа показана на рис.
5.23. При поступлении масла от источника энергии в поршневую
8*
435
Рис. 5.23. Подвижная губка:
7 — наладка; 2—шпонка; 3 — корпус; -/—гайка фасонная; 5—винт; 6— ось; 7—рычаг;
8 — тяга; 9— основание губки; 10— винт крепления наладки
или штоковую полость гидроцилиндра поршень последнего пере-
мещается вверх или вниз. В результате этого ввинченная в шток
тяга 8 поворачивает рычаг по часовой стрелке или против, переме-
щая с помощью гайки 4 и винта 5 губку 3 вправо или влево, рас-
крепляя или закрепляя обрабатываемую заготовку.
Номенклатура унифицированных установочных и зажимных
наладок, а также наличие 15 гидроцилиндров позволяет выпол-
нять значительное количество различных компоновок. Это обес-
печивает обработку большой группы заготовок, не снимая при-
способление со станка. Для быстрой переналадки приспособле-
ния на зеркале стола проставлены номера гидроцилиндров. В кар-
те наладки указывают требуемые установочные и зажимные
наладки и номера цилиндров, к которым присоединяются зажим-
ные наладки.
Для более эффективного использования приспособлений та-
кого типа целесообразно применять агрегатированные пневмо-
гидравлические усилители (преобразователи), закрепляемые на
задней боковой стороне базовой плиты приспособления. Два ма-
логабаритных двухступенчатых пневмогидравлических усилителя
(преобразователя) (рис. 5.24) монтируют на задней боковой сторо-
не плиты. Обоими усилителями управляют от одного пневматиче-
ского распределительного крана. Пневмогидравлический усили-
436
Рис. 5.24. Малогабаритный агрегатный пневмогидравлический усилитель
тель 3 включает в свой состав гидравлический цилиндр низкого
давления с полостями Ди Е, пневматический цилиндр с полостя-
ми А, Б, В и Г и гидравлический цилиндр высокого давления с по-
лостью Ж.
При повороте рукоятки распределительного крана в положе-
ние предварительного зажима сжатый воздух, давление которого
контролируют манометром, подается в полость Д. Под давлением
сжатого воздуха поршень 9 движется вправо, вытесняя масло из
полости £ под давлением, равным давлению сжатого воздуха, в по-
лость Жп далее в полости //рабочих гидроцилиндров 5. Поршни 7
рабочих гидроцилиндров 5 перемещаются вверх, передвигая за-
жимные элементы в Т-образных пазах стола станка к обрабатывае-
мой заготовке и предварительно закрепляя ее.
При повороте рукоятки четырехходового распределительного
крана в положение окончательного зажима сжатый воздух посту-
пает в полость Л пневмоцилиндра и через отверстие в штоке порш-
ня 7 — в полость В. В полость Б соединяется в это время с атмосфе-
рой. Полость Г постоянно соединена с атмосферой отверстием в
корпусе. Под давлением сжатого воздуха поршни 7 и 2 перемеща-
ются вправо до тех пор, пока поршень 2 не перекроет отверстие,
^Соединяющее полости Жи Е. После того как отверстие будет пере-
’Крыто, в рабочих цилиндрах создается давление масла 10 МПа,
|при котором обрабатываемые заготовки окончательно закрепля-
;Ются. Сила зажима регулируется регулятором давления. Величина
’Хода поршней рабочих цилиндров увеличивается при уменьшении
(Количества работающих цилиндров. Цилиндры, не принимающие
Участия в работе, выключаются при завинчивании гайки 6до упо-
Ьа, после чего отверстия закрывают пробками.
I Детали разжимают переключением рукоятки крана в положе-
ние разжима. При этом сжатый воздух поступает в полость Б ци-
437
1
3 4 5
6
Рис. 5.25. Быстродействующая соединительная муфта
линдра, а полости А, В и Дсоединяются с атмосферой. Под давле-
нием сжатого воздуха поршни 1 и 2 движутся влево. Поршень 9
перемещается влево под действием пружины 10, а поршень 7 —
пружины 8. При этом масло сливается в полости Жп Е, которые
сообщаются между собой. Пробка 4 служит для заполнения мас-
лом системы и выпуска из нее воздуха. Давление масла контроли-
руют манометром.
Компоновка усилителя (преобразователя) на базовой плите
приспособления обеспечивает быстрое отсоединение пневмоси-
стемы усилителя при смене приспособлений на станке, сокращая
подготовительно-заключительное время и связанные с ним про-
стои станка. Кроме того, такая компоновка усилителя позволяет
также при наличии приспособлений-дублеров менять заготовки
вне станка, поскольку при наличии быстроразъемной муфты вре-
мя, затрачиваемое на присоединение пневмосети к усилителю, не-
значительно.
Для соединения и рассоединения быстродействующей соеди-
нительной муфты (рис. 5.25) затрачивается всего несколько се-
438
кунд. В корпусе 72 муфты расположены два седла 13 и 7, между ко-
торыми расположена сферическая пробка 7 со сквозным отвер-
стием и пазом. Пружина -/обеспечивает плотное прилегание проб-
ки к седлам 73 и 77. В левый торец корпуса ввинчен штуцер 14 с
конусным отверстием для концевого присоединения шланга. С
правой стороны на корпусе подвижно смонтирована втулка 7, от-
жимаемая пружиной 4. В радиальных отверстиях втулки установ-
лены шарики 3. На втулке 7 установлена подвижная гильза 10.
Штуцер 6 концевого присоединения к распределительному крану
пневмогидравлического усилителя пневмосистемы в положении,
показанном на рис. 5.25, а, удерживается в муфте шариками 5.
Для отсоединения муфты вначале гильзу 10 перемещают влево
(рис. 5.25, б). При этом гильза 10поворачивает штифтом 2пробку
7. В результате этого воздух из пневмогидравлического усилителя
плавно выходит через паз последней в атмосферу. Затем смещают
втулку 7влево (рис. 5.25, в). При этом шарики Звыжимаются из лу-
нок корпуса, предохраняя гильзу 73 от перемещения вправо. В
этом положении штуцер 6легко вынимается из гнезда муфты, по-
скольку удерживающие его шарики 5 вытесняются при перемеще-
нии штуцера в проточку втулки 7. При этом пружина 4, упираю-
щаяся в кольцо 8, сжимает пробку 7 между седлами 73 и 77. После
удаления штуцера 6 из гнезда муфты пружина 9 возвращает втулку
7в исходное положение. Для присоединения штуцера к муфте не-
обходимо сместить влево втулку 7 (рис. 5.25, в). При этом штуцер
свободно входит в гнездо муфты, сжимая через кольцо 8 пружину
4. Втулка под действием пружины 9 возвращается в исходное поло-
жение, и шарики 5 фиксируют штуцер 6 в гнезде муфты. Затем пе-
ремещением гильзы 70вправо поворачивают пробку 7 в начальное
положение.
В этом положении сжатый воздух от пневмосети подается к
крану пневмогидравлического усилителя (преобразователя) через
муфту. Причем проходное сечение во всех деталях муфты будет
одинаковым с проходным сечением штуцера би штуцера концево-
го присоединения шланга пневмосистемы. Так как отсоединение
муфты осуществляется последовательным смещением гильзы 10и
втулки 7, почти полностью исключена возможность случайного
рассоединения муфты.
Монтаж пневмогидравлических преобразователей и установка их
в цеху. Если станок применяют только для выполнения одной опе-
рации, т. е. когда приспособление стационарно закреплено за дан-
ным станком, преобразователи давления со всей аппаратурой
удобно монтировать непосредственно на столе станка. Соедине-
ние преобразователя с гидросистемой приспособления осуществ-
439
Рис. 5.26. Установка пневмогидравлического преобразователя
на литой колонке
ляется жесткой связью. Преобразователь давления и аппаратура
должны быть надежно защищены кожухом от попадания стружки
и возможности механических повреждений. В случае, когда за од-
ним станком закрепляется несколько крупногабаритных приспо-
соблений, поочередно устанавливаемых на столе станка, преобра-
зователь давления монтируется около станка в удобном месте. Со-
единение преобразователя с гидросистемой приспособления про-
изводится гибкой связью, так как преобразователь неподвижен, а
приспособление перемещается вместе со столом станка. Преобра-
зователь давления вместе со всей аппаратурой может монтиро-
ваться на сварной подставке и должен быть надежно защищен ко-
жухом. На рис. 5.26 показан монтаж преобразователя с аппаратурой
налитой колонке (кожух не показан). Наиболее удобным монтажом
преобразователя является монтаж в сварном шкафу. Последний вы-
полняется из углового профильного железа и обшивается листовым
железом. Всю аппаратуру и преобразователь давления размещают
внутри шкафа. Наружу выносят рукоятку крана управления, мано-
метры для контроля давления и маслоуказатель для наблюдения
уровня масла в резервуаре, а также розетку для присоединения реле
давления к пускателям электродвигателей станка.
Шкаф с преобразователем давления и аппаратурой должен ус-
танавливаться так, чтобы кран управления находился в безопас-
но
Рис. 5.27. Пневмогидравлический узел подачи в сверлильном станке (а, б);
пневмогидравлический преобразователь давления (в)
Ном и удобном для управления месте, исключая возможность слу-
чайного выключения. Воздушная струя крана при отключении
должна быть направлена в сторону от рабочего. Рекомендуется для
уменьшения шума ставить на выходе воздуха глушитель, представ-
ляющий трубку с мелкими отверстиями с запаянным дном.
Применение пневмогидравлических приводов в технологическом
оборудовании. На рис. 5.27 показан пневмогидравлический узел с
поршневым реечно-шестеренным поворотным механизмом. Узел,
установленный на пиноль сверлильного станка (рис. 5.27, б), по-
зволяет автоматизировать рабочий цикл этого станка.
Пневмогидравлический узел, установленный в качестве при-
вода рабочих органов токарных и фрезерных станков, автоматизи-
рует цикл обработки и превращает универсальные металлорежу-
щие станки в полуавтоматы (рис. 5.28).
f В конструкциях автоматических линий для изготовления дета-
лей различного служебного назначения используются агрегатные
Ьтанки. Главным элементом агрегатного станка является силовой
Привод, сообщающий инструментам основное движение. К сило-
441
Рис. 5.28. Применение пневмогидравлического узла подачи на токарном
(а), фрезерном (б — г) и агрегатном станках (д)
вым приводам относятся силовые головки. Силовая головка пред-
ставляет собой агрегат, сочетающий в себе привод главного движе-
ния (вращения) инструмента и подачи (поступательное движе-
ние). В ряде конструкций головок используется пневмогидравли-
ческий привод. В пневмогидравлических головках движение
подачи обеспечивается посредством сжатого воздуха. Если для
этой цели взять обычный пневмоцилиндр, то скорость подачи не
будет постоянной. При впуске воздуха в цилиндр шток сначала
пойдет медленно, затем все быстрее и к концу хода приобретет
442
Рис. 5.29. Кинематическая схема пневмогидравлической силовой головки
максимальную скорость. Чем длиннее ход штока, тем неравномер-
ность движения больше. Поэтому пневматический привод допол-
няют гидравлической системой регулирования. Принцип ее дей-
ствия таков. Поршень, движущийся под действием сжатого возду-
ха, вытесняет Масло из полости гидроцилиндра через отверстие
малого сечения. Так как скорость протекания жидкости сохраня-
ется примерно постоянной, обеспечивается соответствующее по-
стоянство скорости движения поршня. Изменяя сечение отвер-
стия, можно регулировать скорость подачи.
Принцип действия пневмогидравлической силовой головки
поясняется схемой (рис. 5.29). Сжатый воздух из сети подается в
правую воздушную полость рабочего цилиндра 2. Поршень (пи-
ноль) головки 1 перемещается вместе со шпинделем влево, вытес-
няя масло из левой масляной полости цилиндра. Масло по трубо-
проводам проходит через редукционный клапан и дроссель 8 и
клапан ускоренного хода 7в правую полость ^кольцевой диафраг-
менной камеры. Из левой полости 3 камеры имеющийся воздух
уходит в окружающую среду.
Клапан ускоренного хода /открывает дополнительный подход
маслу из цилиндра 2 в камеру 3. Для открытия клапана к тяге 5,
движущейся вместе с пинолью головки, прикреплена линейка 6.
Эта же тяга служит для переключения головки на обратный ход.
Тяга упором 11 замыкает контакты электромагнита 10. Электро-
магнит перемещает управляющий золотник 9 вверх, и направле-
ние движения воздуха изменяется. Сжатый воздух из сети подается
в левую полость диафрагменной камеры. Резиновая диафрагма
прогибается вправо, вытесняя масло из камеры в цилиндр. Пиноль
идет вправо, а воздух из правой полости цилиндра уходит в окру-
жающую среду. Для регулирования скорости подачи использован
443
Рис. 5.30. Пневматический привод числового программного управления
редукционный клапан Р. Обеспечить большое усилие при ограни-
ченном диаметре рабочего цилиндра невозможно, так как давле-
ние в нем в несколько раз меньше, чем в цилиндрах гидравличе-
ских силовых головок. К тому же полезная площадь поршня ци-
линдра уменьшается из-за необходимости прохода через него
шпинделя головки. В этом недостаток пневмогидравлических го-
ловок, ограничивающих возможности их применения.
Пневмогидравлический привод применяется в конструкциях
оборудования с числовым программным управлением (рис. 5.30,
а — в).
Схема пневмогидравлического привода числового программ-
ного управления приведена на рис. 5.30, а. Программа работы при-
вода, записанная на перфорированной ленте 7, считывается пнев-
матическим бесконтактным устройством 2 и вводится в блок срав-
нения (БС). Одновременно в блок сравнения поступает информа-
ция от датчика обратной связи 3 о фактическом положении
исполнительного органа 4 привода. БС сравнивает заданную ин-
формацию с фактической и выдает сигналы рассогласования, ко-
торые усиливаются и поступают в рабочие коллекторы пневмо-
преобразователя 5.
Шток преобразователя приводит в движение заслонку 6. За-
слонка поворачивается, например, по часовой стрелке, прикрыва-
ет левое сопло и увеличивает проходное сечение правого сопла.
444
Давление перед левым соплом увеличивается, а перед правым —
уменьшается. В результате возрастает давление в канале после
дросселя 7и в левой полости управления распределителя 9. Одно-
временно давление в канале за дросселем 8 и правой полости
управления распределителя 9 уменьшается. Равновесие сил, дей-
ствующих на торцы распределителя, нарушается, и распредели-
тель перемещается вправо, соединяя напорную линию с линией а.
При этом линия б соединяется со сливной линией. В рабочих по-
лостях гидродвигателя 10 возникает перепад давления, который
приводит во вращение ротор и связанный с ним через кондуктор
11 ходовой винт 12. Ходовой винт перемещает стол станка.
Фактическое перемещение контролируется датчиком положе-
ния 3. Некоторому перемещению рабочего органа соответствует
один импульс датчика положения. Перемещение, соответствую-
щее одному импульсу, называют разрешающей способностью дат-
чика. Разрешающая способность может составлять несколько де-
сятков микрометров. Как только число импульсов, поданных дат-
чиком, будет соответствовать числу, заданному программой, сиг-
налы хи у, выходящие из блока сравнения, станут одинаковыми.
Мембрана преобразователя 5 установится в нейтральном (сред-
нем) положении, заслонка 6также установится в среднем положе-
нии, давления в торцовых полостях управления распределителя 9
уравновесятся. Под действием центрирующих пружин распреде-
литель устанавливается в среднем положении и перекрывает ли-
нии а и б. Гидродвигатель остановится. Если в результате инерции
движущихся частей произойдет перебег, то блок сравнения выдаст
сигналы на возврат и гидродвигатель вернет исполнительный ор-
ган 4 в заданное положение.
Недостатком пневмогидравлических приводов является их от-
носительно низкий КПД: т| = Г|КГ|ПТ1Г, где т|к, г|п, т|г — КПД соот-
ветственно компрессора, пневмоцилиндра усилителя, гидроци-
линдра усилителя.
Расчет пневмогидравлического преобразователя (усилителя) дав-
ления прямого действия. При зажиме детали поршень преобразова-
теля (усилителя) будет находиться в равновесии (при отсутствии
утечек масла) под действием силы, приложенной к поршню 1, с
одной стороны, и сопротивлением возвратной пружины 2, силы
трения и давления масла на шток плунжера 3, с другой стороны
(рис. 5.31). Условие равновесия поршня можно записать в следую-
щем виде: — Fx + ctxt + pr(nd2)/4 + FT, где F\ — сила при
начальном сжатии пружин, Н; — жесткость пружины, Н/м; х, —
перемещение поршня, м; рг — давление масла в гидроцилиндре,
445
V
V
2
Рис. 5.31. Схема к расчету пневмогидравлического преобразователя
Па; d — диаметр шток-плунжера, м; Fy — сила трения в уплотне-
ниях поршня и штока, Н.
Пренебрегая в первом приближении усилием возвратной пру-
жины (если она имеется) и, заменив потери на трение FT коэффи-
циентом полезного действия т| (равен 0,85...0,9), имеем nD2pB/4 =
= (1/п)Рг(л</2/4).
Давление масла, создаваемое преобразователем давления пря-
мого действия: рт = (D2/d2)pBTt\, где D — диаметр поршня пневмо-
цилиндра, рв — давление сжатого воздуха в пневмоцилиндре.
Зная требуемое давление масла (8... 12,5 МПа) и давление воз-
духа в пневматической сети (обычно 0,4 МПа), из данного равен-
ства можно определить диаметр шток-плунжера d и диаметр
поршня D. При этом учитывают, что чем меньше диаметр
шток-плунжера d, тем больше ход поршня Ход поршня усили-
теля: L = 4Vu/nd2x\T = 1,27 KM/J2T|r, т|г — объемный КПД гидро-
системы.
Объем (м3) сжатого воздуха без учета КПД: Ив = — (nD2L)/4, а
масла (м3): Уы = (nd2L)/4. Следовательно, объем (м3) сжатого возду-
ха: VB = VM(D2/d2) = (nd2/4)L{D2/d2).
Объемный поток воздуха на один двойной ход усилителя:
^в.д.х. = (Ри.в. + 1)(*р + К. + Vo)> где Рив. — избыточное давление
воздуха, Па; Vp — объем рабочей полости пневмоцилиндра преоб-
разователя, м3; Их — объем холостой полости цилиндра, м3; Уо —
вредный объем полостей пневмоцилиндра, м3.
5.2. Насосно-аккумуляторные приводы
В конструкциях оборудования, в частности, гидравлических
прессов применяется насосно-аккумуляторный привод. При ра-
боте гидравлического пресса с насосо-аккумуляторным приводом
установленный между прессом и насосом гидравлический аккуму-
446
дятор за короткое время в процессе рабочего хода отдает накоп-
ленную жидкость высокого давления, а потом вновь запасается
этой жидкостью. Аккумулятор обеспечивает высокую скорость
движения подвижной поперечины и необходимое усилие пресса
'при использовании насосов и двигателей относительно малой
мощности, так как усилие при рабочем ходе пресса соответствует
давлению жидкости в аккумуляторе.
Для привода пресса используют кривошипные плунжерные
насосы (при работе с водными эмульсиями) и ротационно-плун-
жерные, шестеренные и иные насосы (при работе с минеральным
маслом).
Пресс с насосно-аккумуляторным приводом (рис. 5.32) состоит
из неподвижных нижней 4 и верхней 8 поперечин, связанных че-
тырьмя колоннами 5. На верхней неподвижной поперечине 8 за-
креплены рабочий 9 и возвратные 12 цилиндры соответственно с
рабочим 7и возвратными 11 плунжерами. Плунжер 7связан с под-
вижной поперечиной 6, на которой установлена верхняя половина
3 штампа. Его нижняя половина 2 расположена на выдвижном
столе 1.
Плунжеры 11 возвратных цилиндров связаны с поперечиной
10, соединенной с подвижной поперечиной 6 тягами 13.
При работе гидравлического пресса различают: холостой ход
подвижной поперечины до соприкосновения верхней половины
штампа с деформируемым металлом; рабочий ход — часть хода,
обеспечивающая деформирование металла; обратный ход — ход
подвижной поперечины вверх.
Холостой ход пресса осуществляется под действием жидкости
низкого давления, поступающей в цилиндр 9 и систему трубопро-
водов из наполнительного бака 14 через наполнительный кла-
пан 35.
Рабочий ход выполняется под действием жидкости высокого
давления, поступающей от насоса 21 через трубопровод 22 в гид-
равлический аккумулятор 32. Давление жидкости в аккумуляторе
поддерживается сжатым воздухом, поступающим из баллонов 34.
Зарядка баллонов осуществляется из компрессоров 20через возду-
ховод 33.
Управление работой пресса производится рукояткой 23 с ку-
лачками 24 и 26. При повороте рукоятки открываются или закры-
ваются клапаны 25, 27, 28, 30. При рабочем ходе рукояткой 29 за-
крывают клапаны 28 и 30, а клапаны 25 и 27открывают. При этом
жидкость высокого давления через наполнительный клапан 35по-
дается в трубопровод 15 и рабочий цилиндр 9.
447
Рис. 5.32. Схема устройства гидравлического пресса с насосно-аккумуляторным приводом:
1 — подвижной стол; 2 — нижняя половина штампа; 3 — верхняя половина штампа; 4 — нижняя неподвижная поперечина; 5 — колонны; 6 — под-
вижная поперечина; 7— плунжер рабочего цилиндра; 8 — верхняя неподвижная поперечина; 9 — рабочий цилиндр; 10 — поперечина; 11 — воз-
вратный плунжер; 12 — возвратный цилиндр; 13— тяги; 14- наполнительный бак; 15, 16, 17, 18, 19, 22, 29, 31 — трубопроводы; 20— компрессор;
21 — насос высокого давления; 23 — рукоятка; 24, 26— кулачки; 25, 27, 28, 30— клапаны распределителя; 32 — гидравлический аккумулятор;
33 — воздухопровод; 34— воздушные баллоны; 35 — наполнительный клапан; 36— поршень; 37— шток
При подъеме подвижной поперечины 6клапаны 28и 30откры-
вают, а клапаны 25 и 27закрывают. В этом случае жидкость Высо-
цкого давления по трубопроводу 16 воздействует на поршень 36 со
штоком 37, перемещая их вправо; в результате прекращается пода-
ча жидкости высокого давления в рабочий цилиндр 9. Одновре-
менно жидкость высокого давления по трубопроводу 29 поступает
,в возвратные цилиндры 12, и поперечина 6 поднимается.
Коэффициент полезного действия насосно-аккумуляторного
«привода невысок; система управления достаточно сложная по
сравнению с индивидуальным приводом.
j В конструкциях зажимных приспособлений, которыми осна-
щается металлообрабатывающее оборудование наряду с индиви-
дуальными зажимными устройствами, устанавливаемыми на каж-
дом станке в отдельности, используются групповые гидроаккуму-
.ляторные установки (рис. 5.33), которые подобно компрессору ли-
стают группу из 30...40 приспособлений.
; Групповая гидроаккумуляторная установка представляет со-
|бой сдвоенный гидропривод, одна ветвь которого является рабо-
!а другая — запасной на случай ремонта или аварии первой
. 5.34). При работе мотора и насоса масло из бака подается по
опроводу через обратный клапан в магистраль. Одновременно
ь масла поступает в гидроаккумулятор установки. Назначение
еднего — компенсировать внезапное падение давления масла
ги, вызванное одновременным включением нескольких ци-
гров.
идроаккумулятор состоит из стального цилиндра, разделен-
на две полости плавающим поршнем. Одна полость аккуму-
ра через обратный клапан заполняется сжатым воздухом из
она давлением 3,8 МПа, а другая, подключенная к маслопро-
щей сети, — маслом под давлением 5 МПа. При падении дав-
®ния в масляной сети сжатый воздух, перемещая поршень, вытес-
яет масло из полости аккумулятора, компенсируя этим падение
явления. Специальное реле давления управляет работой гидроаг-
регата автоматически.
s Несмотря на герметичность воздушной полости аккумулятора,
р нуждается в периодической зарядке, которая производится 1...2
дза в год.
i; Установка работает на минеральном масле «Индустриаль-
ре-20» или «Индустриальное-30». Нормальное рабочее давление
сети — 5 МПа. Объем бака — 160 л. Суммарный объем рабочих
йлиндров, питаемых станцией при применении панели с гидро-
скумулятором, — до 20 л.
449
2
Рис. 5.33. Групповая гидроаккумуляторная установка:
1 — бак; 2—манометр; 3 — гидроаккумулятор; -/—электродвигатель (W = 1кВт, п = 930
об/мин); 5 — гидронасос; (Q= 12 л/мин); 6 — предохранительный клапан; 7— обратный кла-
пан; 8— электроаппаратура
Расчет гидроаккумулятора сводится к определению его разме-
ров по полезному объему, рабочему давлению и давлению предва-
рительной зарядки.
Поскольку зарядка гидроаккумулятора для пополнения утечек
в гидросистеме устройства происходит медленно, можно считать,
что расширение газа в гидроаккумуляторе происходит по изотерми-
ческому закону, т. е. показатель политропы п - 1 или pVH = const,
тогда Vn/VK = pH/pmin — Рн/Pmax’ где ^п — полезный рабочий объем
гидроаккумулятора, м3; V — конструктивный объем гидроаккуму-
лятора, м3; рн — начальное давление газа, при котором произво-
450
6
Рис. 5.34. Схема групповой гидроаккумуляторной установки:
1 — бак; 2 — электродвигатель W= 7 кВт, л = 930 об/мин; 3 — гидронасос (Q= 12 л/мин); 4 — обратный клапан; 5 — манометр; 6— реле давления;
7 — запорный кран; 8 — магистральные трубопроводы; 9 — гидропанель на станке; 10 — кран управления приспособлением; 11 — предохранитель-
ный клапан; 12 — гидроаккумулятор
дится предварительная зарядка гидроаккумулятора, Па; pmin — ми-
нимальное рабочее давление; ртах — максимальное рабочее давле-
ние, Па.
Предположив, что объем части гидроаккумулятора, заполнен-
ный газом, при предварительной зарядке будет равен конструк-
тивному объему гидроаккумулятора, можно записать: =
— Ртах/Рн ИЛИ ^in/^K Рн/Т’тах’ ^rnax/^к — Рн/Pmw ^ДО J'mjn Объем
газовой части гидроаккумулятора в конце зарядки, м , Vmax — объ-
ем газовой части гидроаккумулятора в конце разрядки, м3.
Полезный объем гидроаккумулятора (м3): Vn = l^iax — l^lin.
5.3. Электрогидравлические приводы
В конструкциях технологического оборудования для автома-
тизации технологического цикла в функции (быстрый подвод ра-
бочего органа (РО), первая рабочая подача, вторая рабочая подача,
быстрый отвод и останов) используется электрогидравлический
привод. Движение каждого РО контролируется по пути и в конце
своего перемещения этот орган воздействует на электрический пу-
тевой датчик, вызывая появление командного сигнала для выпол-
нения следующего технологического действия. Автоматизация
технологического цикла таким способом удобна при использова-
нии типовых гидравлических панелей, выбор которых определяет-
ся условиями данной работы.
В положении, показанном на рисунке 5.35, происходит быст-
рый подвод РО. Жидкость, подаваемая насосами высокого 14 и
низкого 75давлений по трубопроводам 13, 18 и 17, проходит через
золотник 5a, трубопровод 4, золотник За и трубопровод 2 в полость
А двигателя. Для этого включаются электромагниты 20 и 23 —
плунжеры вспомогательных золотников 79 и 24подвинуты вправо,
и жидкость, поступая по трубопроводам 27 и 25 в левые полости
золотников За и 5а, удерживает плунжеры 3 и 5 в правом положе-
нии. Жидкость, вытесняемая из полости В, проходит через трубо-
провод 26 и золотник За на слив.
В момент окончания быстрого подвода каретка, перемещаемая
двигателем 7, воздействует на электрический датчик, выключаю-
щий электромагнит 20. Плунжер золотника 19 пружиной отводит-
ся влево и связывает левую полость золотника 5а со сливом. Это
позволяет пружине отвести плунжер 5 тоже влево — теперь начи-
нается рабочий ход. Давление жидкости в системе возрастает, об-
ратный клапан 76отделяет цепь высокого давления от цепи низко-
го, и жидкость от насоса 14 проходит через фильтр 72, дроссели 7 7
и 10, трубопровод 6, золотник 5а, трубопровод 4, золотник За и
452
Рис. 5.35. Использование электрогидравлического привода для автоматиза-
ции технологического цикла
трубопровод 2 в полость А. Скорость рабочего хода определяется
пропускной способностью дросселя 10. Излишек жидкости от на-
сосов спускается на слив через предохранительный клапан.
Для изменения подачи нужно воздействовать на путевой дат-
чик и включить электромагнит 7. При этом плунжер вспомога-
тельного золотника допускается, и жидкость от дросселя 11 про-
ходит по трубопроводу 9 в трубопровод 6 и дальше тем же путем,
что и раньше. В результате этого величина подачи каретки опреде-
ляется пропускным сечением дросселя 11.
В конце рабочего хода каретка действует на электрические пу-
тевые датчики, включающие электромагнит 20 и выключающие
электромагнит 24. Плунжер 5 передвигается вправо, а плунжер
3 — влево, и оба потока жидкости от насоса 14 и 75 направляются
от трубопровода 13через золотник 5а, трубопровод 33, золотник За
и трубопровод 26 в полость В. Полость А связывается трубопрово-
дом 2 и золотником За со сливом.
Если выключить все электромагниты, то плунжеры 3 и 5 ока-
жутся в левом, а плунжер золотника 8— в верхнем положении.
Доступ в полости А и В закрыт, и насосы работают на слив через
предохранительные клапаны.
453
Рис. 5.36. Использование электрогидравлического привода для зажима и
разжима изделия
Электрогидравлический привод со смешанным управлением в
функции пути и давления часто применяется в технологическом
оборудовании для выполнения ряда вспомогательных действий,
связанных с зажимом и освобождением изделия. Привод часто
оформляют в виде типовой гидропанели, которая в сочетании с
двухнасосной станцией (рис. 5.36) позволяет выполнить быстрый
подвод зажимного элемента в соприкосновение с изделием, за-
жим, быстрый отвод зажимного элемента, останов и возврат в ис-
ходное положение.
В положении, показанном на рисунке, соответствующем
включению электромагнита 2 с помощью путевого датчика, осу-
ществляется быстрый подвод. Жидкость от насосов 5и 6поступает
в цилиндр 3 исполнительного двигателя по пути, указанному
стрелками. Как только зажимной элемент входит в соприкоснове-
ние с изделием, давление в системе повышается, обратный клапан
/закрывается и отделяет цепь высокого от цепи низкого давления.
Жидкость, подаваемая насосом 6, направляется на слив, а жид-
кость от насоса 5 поступает в исполнительный двигатель и застав-
ляет его осуществить зажим изделия. Это состояние сохраняется в
течение всего периода обработки изделия на данной операции. В
конце последней сигнал от путевого датчика выключает электро-
магнит 2 и включает электромагнит 1. Плунжер 4 управляющего
золотника движется вверх и соединяет левую полость цилиндра
454
двигателя с нагнетательным трубопроводом, а правую — со сли-
вом. Снова объединяются потоки жидкости от обоих насосов, и
происходит быстрый отвод зажимного элемента в исходное поло-
жение. После этого давление в системе повышается. Зажимный
элемент удерживается в достигнутом положении давлением жид-
кости от насоса 5, а насос 6работает на слив, так как обратный кла-
пан 7 снова закрыт.
5.4. Гидромеханические приводы
Гидромеханические приводы представляют собой сочетание
гидропривода с механическими звеньями. На рис. 5.37 показан
гидромеханический привод для управления в функции пути, где в
качестве механического звена использован периодически вра-
щающийся в опорах вал с кулачками и храповым колесом. Пово-
рот храпового колеса 6 на заданный угол происходит при получе-
нии сигнала путевого датчика. Величина угла поворота равна
360Д, где к — число требуемых путевых команд. На управляющем
валу 3расположены кулачки 4, 5и храповое колесо 6. Кулачки дей-
ствуют на плунжеры золотников 7 и 2, заставляя их занимать опре-
деленное, заранее установленное положение при каждом из поло-
жений управляющего вала. Периодические повороты последнего
совершаются с помощью храпового механизма, когда упор 9 на-
жмет на пилот 8 и направит поток жидкости в исполнительный
двигатель 7.
На рис. 5.38 дан гидромеханический привод с механическим
звеном — валиком со шпоночными пазами. Этот привод исполь-
Р и с. 5.37. Гидромеханический привод с кулачковым валом
455
1
Рис. 5.38. Гидромеханический привод со шпоночным валиком
зован на четырехшпиндельном токарном полуавтомате. Каждый
суппорт этого станка имеет гидравлическую систему, показанную
на рисунке. Шестеренный насос 72подает масло в нагнетательный
трубопровод 10, разветвляющийся на два направления. В одном из
них масло проходит по трубопроводам 10, 8, 25 и течет в левую по-
лость С гидроцилиндра 2. В другом направлении масло питает
плунжерный насос 77 и от него подается по трубопроводам 18, 19,
21, 4 в правую полость D гидроцилиндра.
Действие плунжерного насоса протекает так: параллельно
плунжеру 77 насоса расположен валик 14, приводящийся во вра-
щение осью шестеренного насоса. На поверхности этого валика
выполнен ряд продольных шпоночных пазов, расположенных в
шахматном порядке. В положении, показанном на рисунке, один
из таких пазов 15 соединяет трубопровод 77с полостью А насоса, и
поступающая туда жидкость отталкивает плунжер 77 вправо, за-
ставляя его вытолкнуть масло из полости В через шпоночный паз
13 в трубопровод 18. Когда при повороте валика 14 на некоторый
угол придет в рабочее положение следующий ряд его шпоночных
пазов, масло из нагнетательного трубопровода 9 поступит в пра-
вую полость и отожмет плунжер 77, вытесняя масло из полости А в
трубопровод 18. Производительность плунжерного насоса можно
регулировать, изменяя ход плунжера перестановкой упора 16.
456
Командный сигнал о начале перемещения суппорта поступает
в систему в момент, когда шпиндельный барабан полуавтомата за-
кончил поворот и зафиксирован. Сигнал заключается в повыше-
нии давления масла в канале 5. Следствием этого является отвод
клапана 22влево; масло из канала 5может теперь пройти в правую
полость золотника 20. Плунжер последнего отводится в левое по-
ложение и этим создает ускоренный ход поршня влево, направляя
в правую полость оба потока: один — из трубопровода 25через пи-
лот 24, трубопровод 23, золотник 20 и трубопровод 4, второй — из
трубопровода 19 через золотник 20 и трубопровод 4. В момент
окончания быстрого подвода суппорта связанный с ним упор 1 на-
жимает на плунжер пилота 24, опускает его и прекращает проход
масла через пилот; теперь в правую полость цилиндра двигателя
поступает только один поток жидкости от плунжерного насоса и
поршень 3, а следовательно, и суппорт совершают рабочий ход.
Регулируя производительность плунжерного насоса, можно ме-
нять значение подачи рабочего хода.
Когда суппорт достигает конечного положения и встречает же-
сткий упор, давление в трубопроводах 18, 19, 4 возрастет, прибли-
жаясь к давлению в трубопроводах 8, 25. Это давление в сочетании
с действием пружины заставляет плунжер золотника 7 передви-
нуться вправо и открыть доступ масла из трубопровода 8 в левую
полость золотника 20-, плунжер последнего передвигается вправо и
связывает трубопроводы 19 и 4 со сливом. Под действием потока
масла, подаваемого из трубопровода 25, суппорт быстро переме-
щается в исходное положение. Трубопровод 23 может быть связан
С баком через трубопровод 6.
5.5. Пневмоэлектрические приводы
В пневмоэлектрических системах исполнительное движение
чаще отводится пневматическому приводу, а обработка управляю-
щих команд выполняется электрическими и электронными сред-
ствами. Дозатор формовочной смеси приведен на рис. 5.39. Ниже
Основного бункера 1 с челюстным затвором подвешен на упругих
Элементах 2 бункер 3 меньшей вместимости. При открывании че-
люстного затвора основного бункера материал перемещается в ма-
лый бункер (дозатор). Под действием сил тяжести пересыпаемого
Материала упругие элементы деформируются. Деформация реги-
стрируется датчиком 4 и преобразуется в электрический сигнал. В
качестве такого датчика используются тензометрические, потен-
циометрические, индуктивные, емкостные и другие преобразова-
тели деформации в электрический сигнал. Сигнал, поступающий
457
Рис. 5.39. Дозатор формовочной смеси
от датчика 5, усиливается и поступает в сравнивающее устройство
6. Там сигнал сравнивается с сигналом задающего устройства 7.
Как только масса пересыпаемого материала достигает заданного
значения, сравнивающее устройство выдает команду пневмоэлек-
трическому клапану на выключение его электромагнита. Якорь
электромагнита под действием пружины опускается. Клапан 8 за-
нимает нижнее положение, отсоединяя камеру 9 от атмосферы и
подключая ее к напорной линии.
Мембрана 10 прогибается, клапан 11 занимает верхнее поло-
жение, соединяя с атмосферой камеру 12 и полость 13 цилиндра.
Так как давление в камере 14 падает, клапан 15 отжимается под
действием давления в напорной линии, и напорная линия под-
ключается к полости 16 цилиндра. Поршень под действием сил,
образованных в результате создавшегося перепада давлений в по-
лостях цилиндра, передвигается и закрывает челюстной затвор. В
нужный момент подается команда пневматическому приводу че-
люстного затвора дозатора для открытия затвора и выдачи отме-
ренного материала.
458
Рис. 5.40. Пневмоэлектрическая система регулирования толщины ленты
Пневмоэлектрические системы управления приводами, осу-
ществляющие стабилизацию одного параметра, широко использу-
ют во многих отраслях промышленности. Такая система регулиро-
вания толщины ленты дана на рис. 5.40. Через пневматическую
скобу 1 протягивается лента 2. При увеличении толщины ленты за-
зоры между соплами скобы и лентой уменьшаются. Давление в ем-
кости 3, куда поступает воздух через дроссель 4, увеличивается.
Уровень воды в емкости 3 понижается, и контакт между электро-
дом 5 и водой разрывается. В случае если толщина ленты будет
меньше допустимой, то зазоры между соплами и лентой увеличат-
ся. При этом давление в емкости 3уменьшится, уровень воды под-
нимется и замкнет электрод 6. Полученные сигналы могут быть
Рис. 5.41. Структурная схема привода ориентации летательных аппаратов
459
использованы для управления приводом, формирующим толщину
ленты, или для сигнализации нарушения хода технологического
процесса изготовления ленты.
Структурная схема пневматического привода ориентации ле-
тательных аппаратов, управляемого электронными средствами,
данана рис. 5.41. Источником энергии является сжатый газ до дав-
ления 35 МПа в баллоне 1. При подаче команды от программного
устройства ПУ приводу клапан 2 высокого давления перекладыва-
ется в позицию а, и газ устремляется к регулятору давления 3. Регу-
лятор давления снижает давление газа до постоянного рабочего
давления 0,1 МПа, далее газ поступает к реактивным микродвига-
телям, состоящим из управляющих клапанов 4 и сопл 5. Реактив-
ные микродвигатели включаются по команде вычислительной
бортовой машины ВБМ. Команда формируется в результате обра-
ботки информации, поступающей от датчиков ориентации ДО и
программного устройства ПУ. При открытии клапана 4 газ посту-
пает в сопло 5 и при выходе из него создает тяговую силу, необхо-
димую для ориентации летательного аппарата.
Большими возможностями обладают двухканальные приводы,
т. е. приводы, у которых энергия к исполнительному механизму
поступает по двум каналам. Такие приводы имеют два параллель-
но работающих двигателя. Двигатели могут быть одного типа или
разные. Один двигатель задает движение, а другой (основной) вос-
принимает основную нагрузку. На рис. 5.42 приведена схема двух-
канального пневмоэлектрического привода промышленного ро-
бота. Электрический двигатель 1 через редуктор 2 приводит во вра-
щение зубчатое колесо 3, приводящее в движение зубчатую рейку
Рис. 5.42. Двухканальный пневмоэлектрический привод
промышленного робота
460
4, жестко связанную со штоком пневматического цилиндра 5, ко-
торый управляется пневмораспределителем 6 с электронным
управлением 7. Система управления следит за изменением значе-
ния и направления тока в обмотках электродвигателя. При увели-
чении величины тока в обмотках электродвигателя возрастает
пропускная способность распределителя 6. Поэтому увеличивает-
ся перепад давления в рабочих полостях цилиндра. Шток цилинд-
ра воспринимает нагрузку и с большей скоростью передвигает зуб-
чатую рейку, разгружая тем самым электродвигатель. Если шток
гидроцилиндра начнет быстрее двигаться, чем задано, то электро-
двигатель будет работать в тормозном режиме, направление тока в
его обмотках изменится, электронная система выдаст команду на
уменьшение проходных сечений распределителя, и поршень за-
медлит свое движение. Двухканальный электропневматический
привод по удельной мощности в 1,5 раза превосходит аналогич-
ный показатель электропривода. Это весьма важно с точки зрения
уменьшения массы подвижных частей промышленного робота.
Контрольные вопросы
1. Каково назначение пневмогидравлических приводов?
2. Какими преимуществами обладают пневмогидравлические приводы
и какова область их применения?
3. Как работает пневмогидравлический преобразователь давления пря-
мого действия?
4. Каково назначение преобразователей давления последовательного
действия?
5. По какому циклу работает преобразователь давления последователь-
ного действия?
6. Каковы конструкция и принцип работы преобразователя давления
диафрагменного типа?
7. Каковы конструкция и принцип работы преобразователя давления без
диафрагменного типа?
8. Как работает преобразователь давления поршневого типа?
9. Каковы конструкция и принцип работы преобразователя давления с
самотормозящим звеном?
10. Как осуществляют монтаж и установку пневмогидравлических пре-
образователей в цеху?
11. Каковы назначение, область применения и принципы работы насос-
но-аккумуляторного привода?
12. Каковы назначение, область применения и принцип действия элек-
трогидравлического привода?
13. Каковы назначение, область применения и принцип работы гидро-
механического привода?
14. Каковы назначение, область применения и принцип действия пнев-
моэлектрического привода?
Глава 6
СЛЕДЯЩИЕ ГИДРО- И ПНЕВМОСИСТЕМЫ
В конструкциях технологического оборудования широко ис-
пользуются системы автоматического регулирования, которые со-
стоят из задающего устройства (ЗУ) и следящей системы. ЗУ
включает программу, дешифратор программы и, в случае необхо-
димости, вычислительное устройство.
Следящие системы, применяемые в металлообрабатывающих
станках, служат для сопоставления действительных перемещений,
совершаемых РО станка или элементами системы управления, с
перемещениями, заданными программой. При несовпадении этих
значений (рассогласование или ошибка слежения) на выходе срав-
нивающего устройства (СУ) возникает сигнал ошибки слежения,
направляемый к исполнительному устройству для устранения рас-
согласования.
По характеру действия следящие системы металлообрабаты-
вающих станков подразделяют на дискретные и непрерывные.
Первые работают по принципу прерывистого управления. Они ха-
рактеризуются тем, что скорость отработки рассогласования не за-
висит от величины и скорости изменения последнего. Для вторых
характерно непрерывное сопоставление действительных и задан-
ных значений. За счет этого ведется непрерывная подача сигналов
рассогласования.
В основу следящих систем заложен принцип — движение
управляемого элемента происходит только при наличии ошибки
слежения. При этом направление этого перемещения зависит от
знака ошибки. Как только ошибка станет равной нулю, движение
должно прекратиться. Однако вследствие инерции вращающихся
и движущихся масс прекращение движения несколько запаздыва-
ет относительно момента, когда ошибка слежения становится рав-
ной нулю. В результате этого возникает ошибка слежения обрат-
ного знака. Прежде чем произойдет полное прекращение движе-
нии, наблюдается более или менее длительный колебательный
процесс, который характеризуется наличием затухающих колеба-
ний. Поэтому одним из основных требований, предъявляемых к
следящей системе, является ее устойчивость с возможно меньшим
462
периодом колебаний. Для повышения устойчивости используют
стабилизирующие устройства, позволяющие уменьшить амплиту-
ду и длительность колебаний.
6.1. Основные понятия следящего привода
В гидравлических системах применяются регулируемые дрос-
селирующие распределители (РДР) — гидравлические аппараты,
служащие для управления направлением и скоростью движения
выходного звена в гидравлических двигателях.
Изменение направления движения рабочих органов (РО) обо-
рудования осуществляется за счет переключения потоков масла в
рабочих линиях гидродвигателя, а регулирование скорости движе-
ния производится за счет одновременного дросселирования пото-
ка масла, поступающего в двигатель, и потока, вытесняемого из
него, т. е. по схеме с двойным дросселированием на входе и выходе
одновременно.
Рассмотрим работу РДР с механическим управлением. При
этом расположим его отдельно от РО оборудования (рйс. 6.1, а).
Если считать, что РДР выполнен с нулевыми перекрытиями рабо-
чих щелей, то при среднем (нейтральном) положении золотника 1
относительно корпуса 2 проход масла из канала подвода Рв кана-
Рис. 6.1. Схема работы дросселирующего распределителя с механическим
управлением (а); различные положения золотника относительно неподвиж-
ного корпуса дросселирующего распределителя (б — г)
463
лы А и В, а из них в канал слива Т — перекрыт. Одновременно не-
значительным по величине смещением золотника относительно
корпуса возможно направлять и регулировать потоки масла между
каналами РДР.
Для перемещения золотника используем микрометрическую
головку, расположив ее так, чтобы золотник был поджат пружи-
ной к измерительному стержню 3. Вращением барабана 4 можно
расположить золотник в среднем положении. Тогда все потоки
теоретически перекрыты, и РО неподвижен. Такое положение
конца измерительного стержня примем за нулевое для отсчета
смещения X золотника РДР.
Повернем барабан 4 так, чтобы золотник сместился влево из
среднего положения в направлении оси Xна величину h (рис. 6.1,
б). Масло из напорной линии через канал Ри образовавшуюся ра-
бочую щель на входе гидроаппарата будет проходить в канал А и в
поршневую полость цилиндра Ц, встроенного в РО.
Штоковая полость цилиндра Ц через канал В и рабочую щель
на выходе гидроаппарата соединится со сливным каналом Т. При
этом РО начнет перемещаться влево. Так как корпус 2 РДР непод-
вижен, то соединение каналов А и Вс соответствующими канала-
ми в корпусе цилиндра выполнено с помощью гибких трубопрово-
дов. Ширина рабочих щелей в РДР, измеренная параллельно оси
золотника, называется открытием золотника. В данном случае ве-
личина открытия в обоих окнах одинакова и равна смещению зо-
лотника h = X.
Скорость движения РО определяется перепадом давлений на
рабочих щелях и величиной открытия щелей. Поворачивая бара-
бан 4, можно изменять величину открытия золотника и, следова-
тельно, менять скорость движения РО. Если теперь передвигать
золотник вправо (в сторону нулевого положения), то сначала ско-
рость движения РО уменьшится и строго в нулевом положении зо-
лотника (рис. 6.1, в) РО остановится.
При дальнейшем перемещении золотника открываются рабо-
чие щели для прохода масла из напорной линии в канал В и из ка-
нала А - в линию слива (рис. 6.1, г). При этом РО начнет переме-
щаться вправо от нулевого положения. Рабочие щели, которые,
как и при перемещении золотника влево, выполняют роль двух
дросселей, одновременно осуществляющих дросселирование мас-
ла на входе и выходе.
В данном варианте расположения и связи между собой РДР и
РО (см. рис. 6.1, а) от направления и величины смещения золотни-
ка У зависят направление и скорость движения РО. В то же время
464
положение РО по координате Упри одном и том же положении зо-
лотника может быть различным.
Перенесем РДР с неподвижного основания на РО (рис. 6.2).
Установим стержень 3в то же нулевое положение. Определим, что
будет происходит с РО. Если, например, РО вместе с корпусом 2
смещен вправо относительно золотника 1, то масло под давлением
подводится в канал А и поршневую полость цилиндра (см. рис. 6.1,
б), а штоковая полость через канал В соединяется со сливом. Это
значит, что на РО действует сила от цилиндра, направленная вле-
во, которая будет перемещать РО до тех пор, пока потоки масла не
будут перекрыты. Это произойдет, когда золотник 1 будет зани-
мать среднее положение относительно корпуса 2 (см. рис. 6.1, в).
Однако золотник поджимается пружиной к неподвижному в дан-
ном случае упору. Поэтому перемещаться должен корпус, а зна-
чит, и весь РО. Предположим, что РО вместе с корпусом 2пройдет
это среднее положение. В этом случае корпус 2 окажется смещен-
ным относительно золотника 1 влево, масло под давлением будет
подводиться в штоковую полость цилиндра, а из поршневой по-
лости отводиться в слив. Сила от гидроцилиндра будет перемещать
РО вправо. В этом случае РО займет то же самое положение, кото-
рое соответствует среднему положению золотника относительно
корпуса. Таким образом, в данном случае РО сам стремится занять
заданное положение. После чего РО не только остается неподвиж-
ным, но даже будучи смещенным из этого положения опять стре-
мится в него вернуться.
Теперь будем вращать барабан 4 и смещать через стержень 3
золотник 1 (менять X); РО должен всякий раз перемещаться как
бы вслед за золотником и останавливаться, когда прекращается
>0 - 5845 4 65
Обратная связь
Задающее
устройство
Сравнивающее
устройство
Дросселирующий Гидродвигатель р0 _ _
распределитель
Рис. 6.3. Структурная схема гидравлического следящего привода
вращение барабана, т. е. останавливается золотник. При этом но-
вое положение РО (координата Y) будет в точности соответство-
вать новому положению золотника (координата А). За это свойст-
во «следовать» за движением золотника подобные приводы полу-
чили название следящих.
Следящим приводом называют автоматический привод, в ко-
тором выходная величина Увоспроизводит изменение входной ве-
личины X. При этом привод реагирует на рассогласование между
входной и выходной величинами. Графически следящий гидрав-
лический привод (ГП) вместе с РО можно представить в виде
структурной схемы (рис. 6.3).
Задающее устройство сообщает приводу программу для вос-
произведения (отработки) управляющего входного сигнала X, ко-
торый называют также входной величиной или просто «входом». В
нашем примере (см. рис. 6.2) задающим устройством служит мик-
рометрическая головка, с помощью которой на привод подается
входная величина в виде смещения X золотника.
Рабочий орган — это узел оборудования, которому от гидродви-
гателя сообщаются перемещения, воспроизводящие программу,
вводимую задающим устройством. Фактические перемещения РО
называют выходной величиной Y или «выходом». Следящие ГП
относят к замкнутым приводам, в которых производится сравне-
ние фактически отработанного перемещения РО с заданным (вы-
хода привода со входом).
Сравнивающее устройство воспринимает программу от задаю-
щего устройства, сопоставляет ее с фактически выполненной про-
граммой и выдает сигнал рассогласования между ними. Цепь
управления, которая служит для измерения результата действия
следящего ГП (фактического перемещения РО) и осуществления
связи между РО и СУ, называется обратной связью по отработке
или просто обратной связью. Обратная связь делает следящий при-
вод замкнутым.
В данном примере привод имеет жесткую обратную связь, ко-
торая обеспечивается закреплением корпуса распределителя на
РО, а СУ является механическая пара золотник — корпус. Поло-
466
жение золотника — входная величина, положение корпуса — вы-
ходная величина. Результат сравнения величин входа и выхода по-
лучается в виде смещения золотника относительно корпуса (от-
крытия рабочих щелей в РДР).
Сигнал рассогласования из СУ в соответствии со структурной
схемой передается РДР. Эта передача реализуется за чет того, что
корпус и золотник являются одновременно деталями РДР. Для
этого в корпусе выполнены соответствующие каналы и расточки
для прохода масла, а на золотнике — проточки. Размеры и распо-
ложение этих конструктивных элементов строго согласованы ме-
жду собой.
Рассмотрим работу следящего ГП (см. рис. 6.2) при изменении
входной величины (входного сигнал) с постоянной скоростью.
Это означает, что золотник 7 передвигается с постоянной скоро-
стью в какую-либо сторону (например, в направлении оси X). Это
изменение входного сигнала можно записать как X— vxt, где
vx = const — скорость равномерного перемещения золотника.
Если действующие на привод нагрузки остаются одинаковыми
на пути движения РО, то последний будет перемещаться вслед за
золотником с такой же скоростью, но с некоторым отставанием по
пути. Чтобы РО двигался, должны открыться рабочие щели в рас-
пределителе. Для этого золотник должен сместиться относительно
среднего положения в корпусе (см. рис. 6.1, б), т. е. корпус 2 и РО
должны перемещаться с отставанием по отношению к перемеще-
нию золотника.
Предположим, что РО перемещается быстрее золотника. В
этом случае открытие h рабочих щелей и соответственно расход
масла в полости гидроцилиндра и скорость движения РО будет
уменьшаться. Если же РО будет перемещаться медленнее золотни-
ка, то открытие рабочих щелей и расход масла будут увеличивать-
ся, возрастет и скорость движения РО.
Таким образом, предположение о том, что РО будет двигаться
со скоростью движения золотника, но с некоторым отставанием,
подтвердилось. Этот вывод можно записать так: vy = vx, где vy —
скорость движения РО. Отставание по пути является рассогласо-
ванием между входной и выходной величинами, которое характе-
ризует погрешность воспроизведения следящего привода или по-
грешность слежения. Погрешность слежения, зависящая от скоро-
сти, на которой проводится слежение, называют скоростной по-
грешностью.
Если золотник 1 будет перемещаться с постоянной скоростью,
но в противоположном направлении, то аналогично можно убе-
30*
467
Рис. 6.4. Изменение заданного перемещения х золотника, фактического пе-
ремещения у РО и скоростей и v, от времени /
V
О Л ti /3
б
t
диться в том, что РО и в этом случае будет двигаться вслед за золот-
ником с такой же скоростью, но с некоторым отставанием, кото-
рое и является скоростной погрешностью. Эта погрешность воз-
растает с увеличением скорости слежения и наоборот. Если обо-
значить скоростную погрешность Av, то можно записать Av
Если погрешность пропорциональна скорости слежения, то Av ~ v.
Если задать программу работы следящего привода в виде пере-
мещения из нулевого положения на заданное расстояние Yn с за-
данной скоростью vn, то в приводе для выполнения этой програм-
мы управляющий входной сигнал X — перемещение золотни-
ка — будет меняться во времени от 0 до Хп, равного заданному пе-
ремещению (рис. 6.4, а) с заданной скоростью vn (рис. 6.4,6).
При таком входном сигнале перемещение РО можно разделить
на три фазы. В интервале времени от 0 до /] РО разгоняется. Его
скорость изменяется от 0 до заданного значения vn, а рассогласова-
ние между выходом и входом (отставание РО от золотника по
пути) достигает Av. От момента до t2 золотник и РО перемещают-
ся равномерно с одинаковой скоростью vn и с постоянной величи-
ной рассогласования. В момент /2 золотник заканчивает движение,
пройдя заданный путь. С этого момента скорость золотника стано-
вится равной нулю.
РО в этот момент еще не дошел до конца своего хода и продол-
жает двигаться. По мере его перемещения уменьшаются величина
рассогласования, открытие рабочих щелей в распределителе, рас-
ход масла и соответственно скорость движения РО. Поэтому в ин-
тервале времени от t2 до t3 РО замедляется и останавливается.
Разгон и торможение РО относят к переходным процессам, а
движение с постоянной скоростью в промежутке времени от до t2
называют установившимся движением.
468
Указанные особенности характеризуют следящий ГП с кине-
матической точки зрения, т. е. показывают, как он отрабатывает
заданную программу перемещений. Рассмотрим следящий ГП со
стороны силовых и энергетических показателей. Для перемеще-
ния золотника достаточно приложить усилия, измеряемые от не-
скольких ньютон до нескольких десятков ньютон, а на РО со сто-
роны привода в технологической системе могут действовать уси-
лия в десятки и сотни килоньютонов, т. е. усилие на выходе может
в 1000 и более раз превышать усилие на входе. Мощность — это
произведение усилия на скорость, а поскольку скорости устано-
вившегося движения на входе и выходе одинаковы, то и мощность
на выходе во столько же раз превышает мощность на входе.
Откуда берется эта энергия? Следует понимать, что мощность
на входе не используется для осуществления перемещения РО.
Мощность расходуется только на управление подводом гидравли-
ческой энергии, которую насосный агрегат сообщает создаваемо-
му потоку масла за счет трансформации электрической энергии,
получаемой им от сети. Следящий ГП представляет собой гидрав-
лический усилитель (мощности, усилия или крутящего момента).
К нему, как к любому усилителю, подводится энергия для совер-
шения полезной работы, и управляющее воздействие, которое оп-
ределяет, как правильно расходовать эту энергию, чтобы выпол-
нить полезную работу.
6.2. Гидравлические усилители мощности
Гидравлическими усилителями (ГУ) мощности (или гидроуси-
лителями) называют устройства, служащие Для преобразования
сигнала управления в виде перемещения или в виде усилия (мо-
мента) в перемещение ведомого звена гидродвигателя жидкостью,
которая подводится под давлением, с целью управления гидрорас-
пределителями, клапанами, регулируемыми дросселями, регули-
руемыми насосами, регулируемыми гидродвигателями и другими
устройствами управления.
ГУ характеризуется числом последовательно соединенных
РДР, через которые проходит сигнал управления к гидродвигате-
лю. По этому признаку их подразделяют на одно-, двух- и много-
каскадные. Однокаскадные ГУ наиболее распространены. Они
иногда различаются и по типу гидрораспределителя в первых кас-
кадах усиления.
469
ГУ различают также по способу обеспечения пропорциональ-
ности между перемещением ведомого звена гидродвигателя и сиг-
налом управления.
ГУ включает один или несколько последовательно соединен-
ных РДР, гидродвигатель и устройство, обеспечивающее функ-
циональную зависимость между перемещением ведомого звена
гидродвигателя и сигналом управления.
Разновидностью ГУ являются электрогидравлические усили-
тели (ЭГУ) мощности и ЭГУ преобразователи. Они широко ис-
пользуются в электрогидравлических системах дистанционного
управления. Их сокращенно называют электрогидроусилителями.
ЭГУ мощности называют ГУ, оснащенные устройствами для
преобразования входного электрического сигнала в перемещение
ведомого звена гидродвигателя. В ЭГУ-преобразователях выход-
ным сигналом является расход жидкости.
Гидроусилители по способу обеспечения пропорционально-
сти между перемещением ведомого звена гидродвигателя и сигна-
лом управления ГУ подразделяют на ГУ без обратной связи (по по-
ложению), с кинематической, гидромеханической и силовой об-
ратной связью по положению (ведомого звена гидродвигателя).
Гидроусилители без обратной связи. Схема ГУ показана на рис.
6.5. Он состоит из РДР 1, гидроцилиндра 5и возвратных пружин 2.
Обязательным является наличие гидрораспределителя, служащего
для обеспечения пропорциональной связи между перемещением
его управляющего элемента и перепадом давления в междроссель-
ных камерах. В качестве последнего применяют двух- или четы-
рехщелевой РДР, устройство сопло-заслонки, гидрораспредели-
тель со струйной трубкой или его разновидности, а также четырех-
щелевой золотниковый РДР с отрицательным перекрытием (с
протоком). При перемещении управляющего элемента РДР 1 из
нейтрального положения изменяется перепад давления в рабочих
полостях гидроцилиндра 3. Его шток передвигается из нейтраль-
Р и с. 6.5. Схема гидро-
усилителя без обратной
связи
ного положения до тех пор, пока сила
сжатия пружин 2 не уравновесит силу,
вызванную перепадом давления.
К недостаткам ГУ этого типа следует
отнести постоянный непроизводитель-
ный расход жидкости, увеличенную по-
стоянную времени из-за сжимаемости
жидкости и повышенную чувствитель-
ность к внешней нагрузке, в том числе к
контактному трению. Однако простота
470
б
Рис.'6.6. Схемы гидроусилителей с кинематической обратной связью по
положению
их конструкции и настройки в сочетании с двухщелевым РДР со-
пло-заслонка обеспечили их широкое использование в электро-
гидравлических следящих приводах.
Гидроусилители с кинематической обратной связью. ГУ (рис. 6.6,
а) состоит из РДР 1, рычага 2 и гидроцилиндра 3. В качестве РДР
здесь можно использовать распределитель любого типа, в том числе
и золотникового с нулевым или небольшим положительным пере-
крытием. Последний имеет в отличие от проточных малые утечки.
Если верхний конец рычага 2сместить относительно нейтраль-
ного положения, то переместится и управляющий элемент дроссе-
лирующего гидрораспределителя 1, что приведет в движение шток
гидроцилиндра 3. Последний, увлекая за собой нижний конец ры-
чага 2, возвращает управляющий элемент распределителя 1 в ней-
тральное положение, что приводит к останову штока в новом по-
ложении, зависящем от величины перемещения верхнего конца
рычага.
На рис. 6.6, б показана схема другого ГУ с кинематической об-
ратной связью. РДР состоит из управляющего элемента 1 (золот-
ника) и основания распределителя 2 (гильзы), рычага обратной
связи 4 и гидроцилиндра 3.
Сигнал управления (перемещение золотника хупр относитель-
но гильзы) приводит в движение у шток гидроцилиндра, переме-
щающий через рычаг обратной связи гильзу, уменьшая тем самым
рассогласование между гильзой и золотником.
Частным случаем данного на рис. 6.6, б ГУ является ГУ с еди-
ничной обратной связью = 1,= 12). В гидроусилителях этого
типа обычно рычаг обратной связи отсутствует. Вместо этого ос-
нование РДР крепится или на штоке при неподвижном цилиндре,
или на цилиндре при неподвижном штоке.
471
Рис. 6.7. Схема гидроуси-
лителя с гидромеханиче-
ской обратной связью по
положению
Эти гидроусилители имеют неболь-
шие утечки при всех установившихся
значениях сигнала управления при ис-
пользовании в качестве распределителя
золотникового РДР с незначительной
величиной положительных осевых пе-
рекрытий.
Гидроусилители с гидромеханической
обратной связью по положению (рис. 6.7).
ГУ состоит из двух двухщелевых РДР
проточного типа: 7 — в цепи управле-
ния, 3 — в цепи обратной связи через
рычаг 4 жестко связан с гидроцилин-
дром 2. Рабочие окна обоих двухщеле-
вых РДР соответственно соединены
гидролиниями и образуют две междрос-
сельные камеры, с которыми соединены рабочие полости гидро-
цилиндра.
Когда все подвижные элементы ГУ расположены в нейтраль-
ном положении, то давления в рабочих полостях гидроцилиндра
равны. При смещении управляющего элемента РДР 7 из нейтрали
появляется разность давлений и шток гидроцилиндра 2 начинает
перемещаться. При этом через рычаг 4обратной связи его движе-
ние передается управляющему элементу РДР 3 обратной связи.
Гидравлическое сопротивление рабочих окон последнего изменя-
ется. Уменьшается при этом и перепад давления в полостях гидро-
цилиндра. Он станет равным нулю, как только гидравлические со-
противления соответствующих рабочих окон РДР 7 и 3 сравняют-
ся, и шток гидроцилиндра 2 остановится.
Достоинством ГУ с гидромеханической обратной связью по
положению является возможностью расположения задающего
гидрораспределителя на значительном расстоянии от гидродвига-
теля. В этом случае не нужно прокладывать механические связи в
виде рычагов и тросов. Это облегчает компоновку гидрооборудо-
вания. Однако непроизводительный большой расход и чувстви-
тельность к нагрузке, в том числе и к силам контактного трения,
ограничивают применение таких ГУ. Последние применяют в со-
четании с гидрораспределителями проточного типа, например,
сопло-заслонка в электрогидравлических усилителях, а также в
ряде систем ручного управления в качестве предварительного кас-
када усиления.
472
Рис. 6.8. Гидроусилитель с силовой обратной связью по положению
В гидроусилителях с силовой обратной связью по положению
входным сигналом является усилие, воспринимаемое управляю-
щим элементом дросселирующего гидрораспределителя. ГУ с си-
ловой обратной связью по положению (рис. 6.8) включает РДР 1,
гидроцилиндр 2, рычаг 3 обратной связи и пружину 4 обратной
связи. Рычаг и пружина обратной связи конструктивно могут быть
объединены и выполнены в виде плоской, консольно закреплен-
ной на управляющем элементе распределителя пружины.
При воздействии на золотник РДР 1 управляющего сигнала
Руир золотник РДР из нейтрального положения ввиду жесткости
пружины 4 обратной связи сместится на некоторую величину х.
Это вызывает перемещение штока гидроцилиндра. Шток через
рычаг обратной связи и пружину обратной связи создает на управ-
ляющем элементе усилие обратной связи рос, которое обратно по
знаку управляющему усилию. При равенстве этих усилий шток
гидроцилиндра остановится в положении у, пропорциональном
величине управляющего усилия р^р.
Основным достоинством таких ГУ является то, что в качестве
управляющего им сигнала можно использовать управляющее уси-
лие без дополнительных преобразований. Такой вид сигнала обес-
печивают все электромеханические преобразователи. Поэтому эти
ГУ широко используются в конструкциях электрогидравлических
усилителей с РДР типа сопло-заслонка или с РДР со струйной
трубкой.
Электрогидравлические усилители мощности без обратной связи
по положению. Простыми ЭГУ мощности без обратной связи по
положению являются однокаскадные усилители, состоящие из
электромеханичекого преобразователя и дросселирующего гидро-
распределителя. Такие ЭГУ служат для преобразования электри-
ческого сигнала управления в усиленный по мощности поток ра-
бочей жидкости, подводимой под давлением. При подсоединении
473
Рис. 6.9. Схема двухкаскадного электрогидравлического усилителя мощно-
сти без обратной связи
к исполнительному гидродвигателю такой усилитель обеспечива-
ет пропорциональное регулирование его скорости.
Расход через исполнительные гидролинии РДР гидрораспре-
делителя определяется не только смещением из нейтрального по-
ложения его управляющего элемента, а также давлением нагрузки
и сжимаемостью рабочей жидкости, которые определяются пара-
метрами рабочей жидкости и нагрузки.
Одним из наиболее простых двухкаскадных ЭГУ без обратной
связи по положению является ЭГУ (рис. 6.9). На корпусе 14смон-
тирован электромеханический преобразователь 1. В корпусе уста-
новлен РДР сопло-заслонка, являющийся первым каскадом ГУ и
состоящий из заслонки 2, сопл 3 и 73 и двух постоянных дросселей
4и 12, а также золотниковый РДР 9с центрирующими пружинами
8 и 10, который служит вторым каскадом гидравлического усиле-
ния. Заслонка 2 жестко соединена с входным валом преобразова-
теля 7. Регулировочный винт /позволяет выставлять в нуль РДР 9.
Технологические заглушки 5 и 77 служат для подсоединения к
междроссельным камерам РДР сопло-заслонка манометров для
его настройки. Устройство 6предназначено для понижения давле-
ния питания, подводимого к РДР сопло-заслонка для уменьшения
утечек через сопла (непроизводительного расхода) и обеспечения
при этом линейности перепадной характеристики.
Электрогидравлические усилители мощности с обратной связью
по положению. Введение обратной связи по положению понижает
474
1
Рис. 6.10. Схема двухкаскадного электрогидравлического усилителя мощно-
сти с гидромеханической обратной связью по положению
чувствительность ЭГУ к нагрузкам, действующим на выходной
элемент, и увеличивает быстродействие за счет исключения по-
стоянной времени, обусловленной сжимаемостью жидкости. ЭГУ
с обратной связью по положению по виду применяемого ГУ делят
на ГУ с кинематической, гидромеханической и силовой обратной
связью по положению.
Электрогидроусилители с гидромеханической обратной связью
по положению. Схема ЭГУ (рис. 6.10) включает: электромеханиче-
ский преобразователь 7; гидрораспределитель сопло-заслонка, со-
стоящий из четырех сопл 3, 6, 9 и 11 и двух заслонок 2 и 4\ РДР 8\
рычаг /обратной связи. Все элементы ЭГУ смонтированы в кор-
пусе 12. Конструкция также содержит технологические заглушки 5
и 10, служащие для установки манометров во время настройки
ЭГУ.
Когда ток управления в обмотках преобразователя 1 отсутству-
ет, все подвижные элементы ЭГУ находятся в нейтральном поло-
жении. При этом гидравлические сопротивления соответствую-
щих пар регулируемых дросселей сопло-заслонка равны. Заслонка
2 при подаче тока управления под действием электромагнитных
сил смещается из нейтрали, изменяются соответственно гидрав-
лические сопротивления сопл 3 и 77, а золотник РДР 8 начинает
1 перемещаться. При этом он тянет за собой нижний конец рычага 7
обратной связи, заслонка 4 перемещается из нейтрали на величи-
475
Рис. 6.11. Схема двухкаскадного электрогидравлического усилителя мощно-
сти с силовой обратной связью по положению
ну, пропорциональную смещению золотника РДР 8, изменяя со-
ответственно гидравлическое сопротивление сопл 6 и 9. При ра-
венстве гидравлических сопротивлений сопл 3 и 6, а также 11 и 9,
золотник РДР <?остановится. Таким образом, положение золотни-
ка определяется положением заслонки 2, следовательно, величи-
ной тока в обмотках управления электромеханического преобра-
зователя. ЭГУ имеет недостаток, который заключается в том, что
при подаче малых величин токов управления заслонка смещается
на малые величины. Это вызывает появление малых перестано-
вочных усилий на золотнике, которые обусловлены невысокой
крутизной перепадной характеристики гидрораспределителя со-
пло-заслонка. Вследствие этого небольшое увеличение контакт-
ного трения в золотнике приводит к возникновению значительной
зоны нечувствительности в статической характеристике ЭГУ.
Электрогидравлические усилители с силовой обратной связью по
положению. Недостатки ЭГУ с гидромеханической обратной свя-
зью по положению и двухкаскадных ЭГУ без обратной связи по
положению отсутствуют у ЭГУ с силовой обратной связью по по-
ложению (рис. 6.11). На корпусе 72расположены элементы: элек-
тромеханический преобразователь 7; гидрораспределитель со-
пло-заслонка, состоящий из сопл Зи 77, заслонки 2 и постоянных
дросселей 6 и 9; золотниковый РДР, состоящий из золотника 7 и
гильзы 8. На торце заслонки 2 установлена плоская консольная
476
пружина 4. На свободном конце ее смонтирована сфера. Сфера за-
зором 2...5 мкм размещена в кольцевой проточке золотника 7. Тех-
нологические заглушки 5 и 10 предназначены для подключения
манометров во время настройки ЭТУ. При подаче тока в обмотки
управления электромеханического преобразователя 1 заслонка 2,
преодолевая жесткость пружины 4 обратной связи, перемещается
из нейтрального положения. Это приводит в движение золотник 7.
Последний тянет нижний конец пружины 4 обратной связи и соз-
дает момент на валу преобразователя, пропорциональный величи-
не его смещения из нейтрали. Момент складывается с моментом
сил, обусловленным током управления. При уравнивании момен-
тов заслонка 2 возвратится в нейтральное положение и золотник 7
остановится.
Таким образом, положение ЭГУ определяется только момен-
том электромагнитных сил, зависящих от силы тока в обмотках
управления преобразователя.
Общим недостатком рассмотренных ЭГУ является уменьшение
скорости золотника с появлением сил, препятствующих его движе-
нию, что объясняется дроссельным эффектом. Дроссельный эф-
фект заключается в изменении расхода в исполнительных гидроли-
ниях распределителя при изменении давления нагрузки. Это явле-
ние при росте сил, препятствующих перемещению золотника, со-
кращает его скорость, что уменьшает быстродействие ЭГУ.
В ЭГУ, служащих для управления мощными потоками масла,
воздействие сил на золотник оказывается существенным. Для
уменьшения их влияния обычно идут на увеличение каскадов гид-
равлического усиления до трех. Это усложняет конструкцию ЭГУ,
увеличивает стоимость и сложность регулировки.
Электрогидравлические усилители с силовой обратной связью по
положению и дополнительной обратной связью по скорости регули-
рующего элемента второго каскада. Схема ЭГУ с силовой и допол-
нительной связью приведена на рис. 6.12. Нечувствительность его
статических характеристик к силам, действующим на управляю-
щий элемент второго каскада гидравлического усиления, позволя-
ет использовать его для управления РДР и другими устройствами
управления, которые не могут быть выполнены заодно с ЭГУ. Ме-
сто стыковки ЭГУ и регулирующего элемента устройства управле-
ния обычно содержит эластичные уплотнения, в которых всегда
присутствуют силы контактного трения. Кроме того, использова-
ние такого ЭГУ решает ряд проблем, связанных с несимметрией
возмущающих сил и загрязненностью рабочих жидкостей.
477
Рис. 6.12. Схема однокаскадного
электрогидравлического усилителя
мощности с силовой обратной свя-
зью по положению и дополнитель-
ной обратной связью по скорости
Рис. 6.13. Схема однокаскадного элек-
трогидравлического усилителя мощности
с силовой обратной связью по положению
и дополнительной положительной обрат-
ной связью по давлению нагрузки
ЭГУ содержит закрепленные на корпусе 10 электромеханиче-
ский преобразователь 1, гидрораспределитель, состоящий из со-
пла питания 2, струйного насадка 3 и приемных окон 4, гидроци-
линдра 8 и узла обратной связи по скорости и по положению, со-
стоящего из диска би пружин обратной связи 5и 7. Усилие обрат-
ной связи по положению поршня 8 через пружины 5 и 7, рычаг 9
передается на вал электромеханического преобразователя 1. Жид-
кость, которая заполняет полость поршня 8, при его движении вы-
зывает в результате обтекания диска 6 усилие на диске, пропор-
циональное скорости поршня. Усилие обратной связи по скорости
также через рычаг 9 передается на вал преобразователя. Сравнение
момента обратной связи по скорости поршня с моментом электро-
магнитных сил, вызванных током управления, на валу электромеха-
нического преобразователя при условии равенства нулю суммарной
жесткости на валу этого преобразователя позволяет обеспечить не-
зависимость скорости поршня от нагрузки на нем.
Изменение величины скорости под действием нагрузки вызы-
вает появление сигнала рассогласования, который приводит ее к
заданной величине. Поэтому такой ЭГУ практически не чувстви-
телен к нагрузкам на поршне и к изменению давления питания.
Однако влияние вязкости жидкости на его динамику может ока-
заться существенным. Это объясняется тем, что силовое взаимо-
478
действие жидкости, размещенной в полом поршне, и диска зави-
сит не только от скорости поршня, но и от вязкости жидкости.
Электрогидроусилитель с силовой обратной связью по положе-
нию и дополнительной обратной связью по давлению нагрузки на
управляющем элементе второго каскада (рис. 6.13) состоит из кор-
пуса 8, в котором размещены: электромеханический преобразова-
тель 7 с заслонкой 2 и пружиной 4обратной связи, сопла 3 и 9, по-
стоянные дроссели 5 и 6 и гидроцилиндр 7. Давление напора под-
водится со стороны заслонки. Жидкость сначала попадает через
зазор между соплам и заслонкой в междроссельные камеры, а за-
тем через постоянные дроссели — на слив. В результате возникает
положительная обратная связь по давлению нагрузки на ведомом
звене. Обратная связь при росте нагрузки увеличивает смещение
заслонки и создает в исполнительных линиях гидрораспределите-
ля перепад давления, преодолевающий эту нагрузку.
Электрогидравлические усилители мощности с обратной связью
по расходу служат для преобразования электрического сигнала
управления в пропорциональный и усиленный по мощности рас-
ход рабочей жидкости в исполнительных гидролиниях, величина
которого не зависит от давления нагрузки. С увеличением давле-
ния нагрузки расход в исполнительных гидролиниях уменьшается.
Для обеспечения пропорциональности этого расхода электриче-
скому сигналу управления и независимости его от давления на-
грузки, ЭГУ оснащается специальными гидромеханическими дат-
чиками расхода, которые сравнивают расход в исполнительных
гидролиниях с сигналом управления и пропорционально сигналу
рассогласования перемещают золотник на величину, компенси-
рующую отличие расхода от заданного.
На рис. 6.14 дана схема двухкаскадного ЭГУ с обратной связью
по расходу. ЭГУ содержит электромеханический преобразователь
7, гидрораспределитель сопло-заслонка, состоящий из заслонки 2,
сопл 3 и 13, постоянных дросселей 7 и 10; золотниковый РДР 8 и
датчик расхода. Последний состоит из плунжера 4 с двумя рабочи-
ми окнами, центрирующих пружин 5и 12 и пружин би 77 обрат-
ной связи. Все элементы ЭГУ расположены в корпусе 9.
Когда ток управления подается в обмотки электромеханиче-
ского преобразователя 7, на его валу возникает электромагнитный
момент сил, который перемещает заслонку 2 из нейтрального по-
ложения. Из-за изменения гидравлического сопротивления ре-
гулируемых дросселей сопло-заслонка золотник 8 передвигает-
ся из нейтрального положения со скоростью, пропорциональной
смещению заслонки 2. В результате смещения золотника 8в ис-
479
Рис. 6.14. Схема двухкаскадного электрогидравлического усилителя мощно-
сти с обратной связью по расходу
полнительных гидролиниях последнего образуется поток, кото-
рый, проходя через гидродвигатель, например, попадает к слив-
ным рабочим окнам этого распределителя, а затем к торцу плунжера
4 датчика расхода. На торцах датчика расхода появляется перепад
давления, который, преодолевая сопротивление центрирующих
пружин 5 и 12, смещает плунжер 4 из нейтрального положения.
Прямоугольность рабочих окон датчика расхода и относительно
малая величина рабочего хода плунжера 4 обеспечивают пропор-
циональность его перемещения расходу в исполнительных гидро-
линиях. С помощью пружин би 11 обратной связи движение плун-
жера 4 преобразуется в момент сил обратной связи по расходу.
Этот момент (с учетом знака) суммируется с моментом электро-
магнитных сил. Как только эти два момента сил уравниваются по
абсолютной величине, заслонка 2 занимает нейтральное положе-
ние, и золотник 8 возвращается. Положение останова золотника
определяется величиной тока управления и расхода в исполни-
тельных гидролиниях.
При появлении давления нагрузки в рабочих камерах РДР 8
(дроссельный эффект) изменяется и расход в исполнительных
гидролиниях, что приводит к перемещению плунжера 4 датчика
расхода, который смещает заслонку Дик дополнительному сме-
480
Рис. 6.15. Схема одно-
каскадного электрогид-
равлического усилителя
мощности с обратной
связью по расходу
щению золотника РДР 8, который доводит
расход в исполнительных гидролиниях до
заданного значения.
Основным недостатком, ограничиваю-
щим применение таких ЭГУ, является не-
соответствие расхода в исполнительных
гидролиниях скорости подключенных к
ним гидродвигателей из-за сжимаемости
жидкости в их рабочих полостях. Поэтому
устойчивая работа следящих систем, вклю-
чающих ЭГУ с указанной обратной связью,
возможна только при работе с ненагружен-
ными двигателями. Если имеются даже не-
значительные инерционные нагрузки, та-
кие следящие системы становятся неустой-
чивыми. Их устойчивость можно обеспечить
только путем введения дополнительных кор-
ректирующих устройств. Разновидностью ЭГУ с обратной связью по
расходу является однокаскадный ЭГУ, схема которого приведена
на рис. 6.15. Здесь в качестве сигнала отрицательной обратной свя-
зи по расходу используется осевая гидродинамическая сила, кото-
рая в общем случае пропорциональна расходу жидкости через ра-
бочие окна РДР и направлена в сторону закрытия его рабочих
окон, т. е. имеет отрицательное направление.
Этот ЭГУ включает электромеханический преобразователь 8,
на валу /которого закреплено водило 4, РДР, состоящий из плос-
кого золотника 2, закрепленного на пружинных шарнирах, и осно-
вание 1. Водило 4 с золотником 2 связано поводком 9. Золотник и
электромеханический преобразователь установлены в корпусе 10
с крышкой 3. Для регулировки ЭГУ служат пружины 5и регулиро-
вочный винт 6.
Отсутствие сил контактного трения в подвешенном на плоских
пружинах золотнике обеспечивает хорошее прохождение сигнала
обратной связи по расходу. На валу электромеханического преоб-
разователя сравниваются два момента сил: один, обусловленный
током управления, а другой — осевой гидродинамической силой,
т. е. расходом через исполнительные гидролинии. Обратная связь
по расходу существенно влияет на вид статических характеристик
‘ЭГУ. Они становятся жесткими, т. е. расход через исполнительные
:гидролинии таких ЭГУ не зависит от давления нагрузки, а опреде-
ляется только величиной тока управления.
481
1
Рис. 6.16. Схема двухкаскадного электрогидравлического усилителя мощно-
сти с обратной связью по давлению нагрузки
Электрогидравлические усилители мощности с обратной связью
по давлению нагрузки. Такие ЭГУ предназначены для преобразова-
ния электрического сигнала управления в пропорциональный пе-
репад давления в исполнительных гидролиниях, не зависящий от
расхода в них (рис. 6.16). Принцип их действия основан на сравне-
нии перепада давления в исполнительных гидролиниях с перепа-
дом давления в предварительном каскаде усиления. Эти ЭГУ ис-
пользуют в различных испытательных машинах и нагружателях.
Применение таких ЭГУ позволяет заменить трудно осуществимые
натурные испытания стендовыми испытаниями.
Сигнал управления с помощью электромеханического преоб-
разователя 1 и распределителя сопло-заслонка, состоящего из
сопл 5и 9, постоянных дросселей 4и 8и заслонки 2, преобразуется
в перепад давления, который заводится на ближние к золотнику 6
камеры управления. Две другие крайние камеры управления со-
единены с исполнительными гидролиниями ЭГУ. Питание гидро-
усилителя сопло-заслонка производится через специальное уст-
ройство 5, стабилизирующее давление питания. Все элементы ус-
тановлены в корпусе 7.
При появлении тока управления заслонка 2 сместится из ней-
трального положения, и под действием перепада давления в каме-
рах управления, расположенных ближе к золотнику гидрораспре-
482
делителя, золотник начнет перемещаться в осевом направлении,
соответствующем направлению смещения заслонки 2. Гидроли-
нии обратной связи включены таким образом, чтобы обратная
связь по давлению нагрузки была отрицательной. Как только осе-
вые усилия на золотнике 6, создаваемые перепадом давления в
междроссельных камерах гидрораспределителя сопло-заслонка и
перепадом давления в исполнительных гидролиниях золотнико-
вого гидрораспределителя, станут равны, золотник 6остановится.
Если за счет изменения расхода в исполнительных гидролиниях
перепад давления изменится, то изменится и соотношение сил,
действующих на золотник 6, что приведет к его дополнительному
смещению, которое восстановит перепад давления в исполнитель-
ных гидролиниях золотникового гидрораспределителя до задан-
ного перемещением заслонки, т. е. током управления.
6.3. Следящие приводы копировальных
станков
Привод, обеспечивающий точные перемещения от маломощ-
ных сигналов управления и преодоление больших нагрузок, широ-
ко используется в технике. Внедрение следящего привода в стан-
ках началось с его применения для решения задач изготовления
деталей по образцу или шаблону. Такой метод обработки получил
название копирования, а станки с использованием следящего
привода стали называть копировальными станками.
При обработке на токарных, фрезерных, строгальных и других
станках широко распространено управление с копирными про-
граммами, использующее следящие системы'для регулирования
относительного положения щупа и режущего инструмента.
В простейшем случае (применительно к токарным станкам) ко-
пировальная система действует по следующему принципу. На стани-
не станка смонтирован копир (программа) 1, в соприкосновении с
которым находится щуп 2 датчика 3 (рис. 6.17), присоединенного к
поперечным салазкам 6. Продольная подача суппорта 4 заставляет
щуп скользить по копиру (ведущее движение). Под воздействием ко-
пира щуп отклоняется от своего нормального положения, и это от-
клонение преобразуется датчиком 3 в управляющие сигналы, посы-
лаемые исполнительному двигателю 7 непосредственно или через
промежуточное устройство 5 для перемещения поперечных салазок
6 в нужном направлении (следящее движение).
31*
483
Рис. 6.17. Принцип действия копировальных следящих систем
Элементы привода могут быть основаны на различном прин-
ципе действия и иметь различное конструктивное оформление.
Основные разновидности копировальных систем, получившие
применение на станках широкого и специального назначения,
следующие:
1) гидравлические, имеющие датчики, промежуточное устрой-
ство и исполнительный двигатель гидравлического типа;
2) электрогидравлические, с электрическим датчиком, посы-
лающие сигналы электрогидравлическому промежуточному уст-
ройству;
3) электромеханические, имеющие электрические датчики и
промежуточное устройство и использующие в качестве исполни-
тельного органа электромагнитные муфты или электрический ис-
полнительный двигатель;
4) пневмогидравлические, датчик которых — пневматиче-
ский, промежуточное устройство — пневмогидравлическое и ис-
полнительный двигатель — гидравлический.
В зависимости от количества следящих движений различают
следующие копировальные системы: однокоординатные с незави-
симой скоростью ведущего движения; однокоординатные с зави-
симой скоростью ведущего движения; многокоординатные.
Копировальная система может быть встроена в станок или мо-
жет представлять отдельный агрегат, легко и быстро пристраивае-
мый к соответствующему станку. Станки, оснащенные встроен-
ной копировальной системой, служат либо только для копиро-
484
вальных работ, либо, наряду с копировальной обработкой, могут
выполнять работы, обычные для этого типа станков. В последнем
случае конструкция станков предусматривает быстрый и удобный
переход от обычной работы к копированию и наоборот. Большей
частью это совершается простым поворотом соответствующего
рычага.
Применение копировальных систем позволяет значительно
повысить производительность труда.
6.4. Гидравлические следящие приводы
Станки, оснащенные следящим гидроприводом, называют
гидрокопировальными. Гидравлические копировальные системы
являются системами автоматического регулирования. Это значит,
что действительное следящее движение подачи инструмента или
изделия непрерывно сравнивается с заданной программой, и при
наличии рассогласования дается сигнал об его устранении.
Принцип действия гидравлической копировальной системы
показан на рис. 6.18. Когда щуп 3 золотника 4 занимает положе-
ние, данное на рисунке, доступ рабочей среды в цилиндр /следя-
щей подачи закрыт, и суппорт 6вместе с режущим инструментом 7
совершает только ведущее движение (продольную подачу). Как
только выступ копира 2 отведет золотник назад (по стрелке а), со-
гласованность режущего инструмента и щупа золотника нарушит-
ся, так как суппорт 6еще не изменил своего поперечного положе-
ния. В результате этого рассогласования открывается проход рабо-
чей среды в полость Б цилиндра 7, и суппорт вместе с резцом отво-
дится по стрелке а до тех пор, пока не будет устранено
рассогласование. Аналогична следящая
подача в противоположном направле-
нии, когда действием пружины 5 плун-
жер золотника 4 сместится из среднего
положения вверх (против стрелки а) в
случае наличия на копире 2не выступа, а
впадины.
Следящие золотники. Наибольшее
распространение получили одноплун-
жерные золотники. Их основными эле-
ментами являются корпус, плунжер и
щуп. Щель для прохода жидкости обра-
485
Рис. 6.18. Гидравлическая
копировальная система
Р и с. 6.19. Золот-
ники с открытой
щелью
зуется между плунжером и корпусом. Работа зо-
лотника в зависимости от конструкции может
осуществляться как при перекрытых, так и при
открытых щелях. Золотники первого вида соз-
дают равновесное состояние гидравлической
системы путем полного закрытия доступа жид-
кости в цилиндр двигателя. Смещение плунже-
ра из среднего положения в одну сторону вызы-
вает стыковку нагнетательного трубопровода с
одной полостью цилиндра и перемещение
поршня двигателя в одном направлении. Сме-
щение плунжера в другую сторону от среднего
положения приводит к перемещению поршня в
другом направлении.
Золотники второго вида имеют постоянно
открытую щель (рис. 6.19). Для регулирования работы двигателя
изменяется только величина щели. Ширина открытия и перекры-
тия щелей находится в пределах 0,1...0,15 мм.
Золотники, управляющие распределением жидкости в ту или
иную сторону поршня двигателя, называют дроссельно-реверсив-
ными. В гидрокопировальных устройствах используется также и
второй тип золотника — дроссельный. В отличие от первого он
управляет распределением потоков жидкости для перемещения
силового распределительного золотника двигателя.
В многоплунжерных следящих золотниках (рис. 6.20) щуп
смонтирован на конце рычага 7. Второй конец этого рычага имеет
штифт 6, нажимающий на поворотную плиту 5, с которой с проти-
воположной стороны контактирует штифт 8. В корпусе следящего
золотника смонтированы четыре плунжера (7, 2, 3 и 4), которые
расположены так, что при повороте плиты по часовой стрелке
плунжеры 7 и 4приподнимаются своими пружинами, а плунжеры
2 и 3 под нажимом плиты опускаются. В результате этого размеры
щелей плунжеров 7 и 4 увеличиваются, а плунжеров 2 и 3 умень-
шаются. Поток жидкости и давление ее в канале 9 возрастают, а в
канале /(/понижаются. Поэтому происходит увеличение давления
в правой полости рабочего цилиндра и уменьшение давления в ле-
вой — поршень движется влево.
Если плита 5 поворачивается в направлении против часовой
стрелки, то увеличиваются размеры щелей плунжеров 2 и 3 и
уменьшаются размеры щелей плунжеров 7 и 4. Аналогично преды-
дущему теперь повышается давление в левой полости рабочего
486
7ы7
10
Рис. 6.20. Многоплунжерные следящие золотники
цилиндра и понижается давление в его правой полости. В резуль-
тате происходит обратный ход поршня вправо.
Направление следящей подачи. Подача РО станка осуществля-
ется в направлении результирующей геометрического сложения
скоростей ведущей и следящей подач. Результирующая подача
получается неравномерной. Это обусловлено тем, что при посто-
янной ведущей подаче и постоянном направлении следящей ве-
личина последней изменяется в зависимости-от угла р между ка-
сательной к обрабатываемому профилю и направлением ведущей
подачи.
В практике гидравлического копирования используются три
направления следящей подачи: 1) перпендикулярная ведущей;
2) направленная под углом 45° к ведущей; 3) направленная под уг-
лом 60° к ведущей. Первое направление следящей подачи приме-
няется только там, где угол р не превышает ± 30°.
i Зависимость между отношением результирующей подачи к ве-
! дущей для последних двух случаев показана на рис. 6.21 (кривые 1
и 2). При обработке цилиндрических поверхностей следящая по-
! дача равна нулю (Р = 0) и результирующая подача равна ведущей.
С ростом угла р, когда следящая подача направлена от изготавли-
487
Рис. 6.21. Зависи-
мость между отноше-
нием результирующей
подачи к ведущей
ваемого изделия, результирующая подача
сигнала уменьшается и, достигнув миниму-
ма, снова возрастает, получая наибольшее
значение при 0 = 90°. Это значение равно
величине ведущей подачи при 45°-ной сле-
дящей подаче и намного превышает ее при
60°-ной (почти в два раза). При следящей
подаче от изделия максимально допустимое
значение 0 = 90° для обоих рассматривае-
мых случаев.
При следящей подаче на изделие
0 = - 30° для первого случая и 0 = — 45° —
для второго. Выбор направления подачи за-
висит от условий выполняемой работы.
Демпфирование гидрокопировальных систем. Для обеспечения
устойчивости систем, работающих со значительными скоростями
слежения (больше 800 мм/мин), необходимо демпфирование,
пропорциональное скорости перемещения рабочего органа. Ос-
новными способами демпфирования являются: создание утечек
из одной полости цилиндра в другую; введение сопротивлений в
следящем золотнике; введение сопротивлений в трубопроводах.
Для реализации первого способа демпфирования выполняется от-
верстие в поршне или обе полости цилиндра соединяются трубо-
проводом, в котором установлен дроссель.
Во втором случае у плунжера золотника выполняется ступень
повышенного диаметра, которая располагается в особой выточке
золотника. Образованные таким образом полости связаны между
собой трубопроводом с дросселем.
В третьем случае в трубопроводах, соединяющих следящий зо-
лотник с гидравлическим двигателем, устанавливают дроссели-
рующие сопротивления. Этот способ пригоден только для систем с
недифференциальным цилиндром, когда скорость движения жид-
кости в проходном сечении дросселя пропорциональна скорости
движения РО станка.
6.5. Виды гидрокопировальных приводов
Следящий ГП обычно включает гидравлический усилитель
или гидрораспределитель, гидродвигатель, обратную связь по ре-
гулируемому параметру и систему гидропитания. Характерным
488
7
2 3
14 13 12 11 10
Рис. 6.22. Схема работы гидрокопировального суппорта с однокоординат-
ным приводом
признаком следящего ГП является наличие отрицательной обрат-
ной связи по регулируемым параметрам, к которым относятся по-
ложение; объекта управления или его производные (скорость, ус-
корение).
Однокоординатным следящим приводом оснащен токарный гид-
рокопировальный станок (рис. 6.22, а). Продольные салазки 5пе-
ремещаются по направляющим станины 4 от электрического или
гидрокопировального привода. Поперечный копировальный суп-
порт 6движется по направляющим продольных салазок, которые
располагаются под углом 0 к оси вращения 9 (оси шпинделя стан-
ка). Угол 0 составляет 45° или 60°.
На копировальном суппорте смонтирован резцедержатель 7 с
закрепленным резцом 8. Шаблон 1 неподвижно закреплен на ста-
нине. Перемещение копировального суппорта 6 осуществляется
гидравлическим следящим приводом, аналогичным рассмотрен-
ному на рис. 6.2.
Управляющее воздействие на золотник РДР осуществляется
через щуп 2, который поджат пружиной 3, более сильной, чем пру-
жина золотника. При обработке продольные салазки 5 движутся
влево с постоянной скоростью ^(задающая подача). Наконечник
щупа 2 поджимается к шаблону 7 и перемещается по его контуру.
Ось поворота щупа закреплена на копировальном суппорте, и при
движении наконечника по шаблону в поперечном направлении
489
щуп поворачивается вокруг оси в ту или другую сторону и переме-
щает золотник РДР. Суппорт 6 перемещается в следящем режиме
и отрабатывает заданные перемещения.
В результате сложения продольного и поперечного движений
резец 8 воспроизводит движение наконечника щупа 2, и на заго-
товке обрабатываются поверхности 10... 14, повторяющие в про-
дольном сечении профиль шаблона. При обработке цилиндриче-
ских участков 10, 12 и 14 наконечник щупа, а значит, и резец, не
перемещаются в поперечном направлении. Поэтому подача v рез-
ца вдоль обрабатываемой поверхности (по касательной к профи-
лю) будет равна скорости задающей подачи v} = v2 = v5 = vz.
На наклонном участке 11 наконечник щупа будет отжиматься
и копировальный суппорт 6 будет перемещаться по наклонным
направляющим вверх со скоростью гу2. В результате сложения vz и
vy2 (рис. 6.22, б) по правилу параллелограмма должна получиться
скорость г2, направленная под углом а коси ращения заготовки.
Зная vz и направления vy и v2, можно определить подачи вдоль
обрабатываемой поверхности v2 и скорость движения на выходе
следящего привода vy2. На участке 13 (при подрезке торца) ско-
рость v4 направлена перпендикулярно к оси вращения заготовки,
для этого следящий ГП должен обеспечивать перемещение копи-
ровального суппорта вверх на этом участке со скоростью vy4. Ско-
рость результирующей подачи v для данного привода равна:
v = vz sin0/(sin(a + 0). При обработке прямых торцов (а = 90°) это
соотношение принимает вид v = vz tg 0. Из этой формулы видно,
что в копировальных станках с постоянной задающей подачей
прямое расположение копировального суппорта (перпендикуляр-
но оси вращения детали) невозможно, поскольку при a -> 90° v -> оо
при любой постоянной vz.
Этим объясняется наклонное расположение копировального
суппорта, которое ограничивает возможности обработки на спа-
дающих участках профиля заготовки. Поэтому наряду с простыми
системами с постоянной задающей подачей в токарных гидроко-
пировальных станках используются более сложные системы с за-
висимой задающей подачей. В этих системах задающая подача ав-
томатически снижается при увеличении следящей подачи и на-
оборот. Скорость результирующей подачи при этом можно под-
держивать постоянной.
Рассмотрим работу однокоординатного следящего ГП в копи-
ровально-фрезерном станке (рис. 6.23). Следящее движение вы-
полняет шпиндельная бабка 5 с фрезой 4. Заготовку 3 и шаблон
(копир) 7 закрепляют на столе 2, который перемещается в про-
490
Рис. 6.23. Схема однокоординатного следящего гидропривода копироваль-
но-фрезерного станка
дольном направлении со скоростью задающей подачи по направ-
ляющим салазок 1. Шпиндельная бабка отслеживает вертикальное
перемещение наконечника щупа 6, и фреза повторяет на заготовке
профиль шаблона в данном продольном сечении. После оконча-
ния рабочего хода салазки 1 смещаются в поперечном направле-
нии по направляющим основания 8 на небольшую величину. Да-
лее включается обратное движение стола и обрабатывается про-
филь в соседнем продольном сечении. При такой обработке про-
странственная фигура разбивается на ряд плоских сечений,
которые обрабатывают последовательно.
Двухкоординатные следящие приводы используются в станках
фрезерной группы. В проводах обеспечивается перемещение РО в
следящем режиме одновременно по двум координатам, причем
управление выполняется от одного щупа. С увеличением скорости
слежения увеличивается скоростная погрешность. Для преодоле-
ния нагрузок, действующих на РО, необходимо создать перепад
давлений в полостях гидродвигателя, т. е. также дополнительно
сдвигать золотник относительно корпуса, что создаст дополни-
тельную погрешность при слежении. В копировальных станках
погрешность слежения приводит к отклонению профиля обрабо-
танной детали от профиля шаблона, т. е. к погрешности копирова-
ния.
Для повышения точности обработки следует повышать чувст-
вительность привода. Последняя характеризуется изменением
491
скорости v на единицу погрешности А, называемым коэффициен-
том усиления привода по скорости Kv, и изменением усилия R на
РО на единицу погрешности, называем коэффициентом усиления
привода по нагрузке KR. При линейной зависимости Kv = r/Д [1/с]
и Kr = R/\ [Н/мм].
Однако увеличение чувствительности ГП приводит к тому, что
входное его звено вместе с РО начинает перебегать положение равно-
весия и совершать колебания около этого положения. Эти колебания
могут превратиться в незатухающие с увеличивающейся амплитудой.
Такой привод называют неустойчивым. Обработка на станке при по-
тере приводом устойчивости становится невозможной.
Следящие ГП можно подразделить на ряд видов.
Однокоординатный следящий привод с недифференциальным ци-
линдром и четырехкромочным золотником (см. рис. 6.18).
Однокоординатный следящий привод с дифференциальным ци-
линдром и однокромочным золотником (рис. 6.24, а). Площадь
поршня 5 исполнительного двигателя в полости В в два раза боль-
Р и с. 6.24. Виды гидрокопировальных приводов
492
ше, чем в полости А. Цилиндр этого двигателя соединен с элемен-
том станка, совершающим ведущее движение, а шток поршня
присоединен к копировальному суппорту 6. В поршне выполнено
отверстие а, которое связывает полости А и В цилиндра. Корпус
следящего золотника 2 соединен с копировальным суппортом, а
плунжер 3 связан со щупом.
Когда щуп следящего золотника не контактирует с копиром 1,
плунжер 3 занимает крайнее нижнее положение, при котором про-
ход рабочей среды на слив закрыт. Насос нагнетает жидкость в
штоковую полость А цилиндра 4. Так как полости А и В связаны
между собой, а выход из полости В закрыт, то в них возникает оди-
наковое давление. Из-за разности площадей поршня с разных его
сторон и большей силы, действующей на поршень сверху, копиро-
вальный суппорт начинает движение на изделие. Это продолжает-
ся до тех пор, пока щуп следящего золотника, встретив копир, не
остановится. Тогда из-за продолжающегося движения копиро-
вального суппорта вниз открывается проход жидкости из полости
В в бак. Давление в этой полости понижается, так как отверстие а
имеет небольшой диаметр. Если проходное отверстие в следящем
золотнике имеет такой размер, что давление в полости В становит-
ся равным половине давления в полости А (т. е. силы, действую-
щие от давления жидкости на поршень сверху и снизу одинаковы),
то подачи копировального суппорта не происходит, и это положе-
ние соответствует продольному точению цилиндрической поверх-
ности. При дальнейшем смещении плунжера под действием копи-
ра давление в полости В падает и становится меньше давления в
полости А, и копировальный суппорт получает следящую подачу
от изделия.
По аналогичному принципу работает система, показанная на
рис. 6.24, б. Следящий золотник расположен внутри штока порш-
ня исполнительного двигателя 3. Когда щуп 8не контактируется с
копиром 7, плунжер 2 золотника отжат пружиной влево, и доступ
жидкости из полости А в полость В через каналы 4 и 5закрыт, пор-
шень 6 перемещается вправо и щуп приближается к копиру. Под
действием копира щуп, поворачиваясь, смещает плунжер 2 отно-
сительно штока 7 вправо. Это приводит к открытию прохода жид-
кости из полости А в полость В. Когда давление жидкости в полос-
ти В станет таким, что создаваемая им сила уравновесит силу в по-
лости А, движение поршня прекращается.
При дальнейшем воздействии копира на щуп плунжер смеща-
ется еще больше, растущее давление в полости В создает силу, пре-
493
вышающую силу в полости А , и поршень начинает перемещение
влево.
В однокоординатной системе с однокромочным золотником
(рис. 6.24, в) применен односторонний исполнительный двига-
тель. Рабочая следящая подача осуществляется в вертикальном на-
правлении снизу вверх, а обратное холостое перемещение проис-
ходит под действием веса стола. Масло от насоса поступает одно-
временно и к двигателю, и к золотнику. Пока щуп золотника не
контактирует с копиром, плунжер находится в крайнем верхнем
положении и проход жидкости через золотник закрыт. Происхо-
дит вертикальная подача стола вверх. Когда щуп войдет в сопри-
косновение с копиром, плунжер опустится вниз и откроет проход
жидкости в бак. Проходная щель увеличивается и достигает разме-
ра, при котором вся жидкость, подаваемая насосом при таком дав-
лении, сливается в бак, следящая подача прекращается, и стол со-
храняет достигнутое положение. Дальнейшее увеличение размера
щели вызывает падение давления, и стол под действием собствен-
ного веса опускается.
Недостаток односторонних двигателей — возможность воз-
никновения силы резания, значительно превосходящей вес стола.
В таких случаях нужно создать противодавление. Для этого ци-
линдр может быть выполнен двухполостным, и во вторую полость
масло подается под небольшим давлением от дополнительно
встроенного насоса.
Однокоординатная система с дифференциальным цилиндром и
двухкромочным золотником (рис. 6.24, г). В этом случае отверстия в
поршне 5нет и связь между полостями А и В цилиндра 4 отсутству-
ет. Насос подает масло в золотник 2 и полость Л Пока щуп золотни-
ка не контактирует с копиром 7, плунжер 3 занимает крайнее ниж-
нее положение, при котором открыт проход жидкости от насоса к
полости В\ масло поступает одновременно в обе полости, и из-за
разности площадей поршня в них суппорт подается на изделие. Под
воздействием копира плунжер движется вверх и может занять поло-
жение, при котором проход в полость В закрыт, поэтому следящая
подача будет отсутствовать. При последующем воздействии копира
на плунжер 3 в том же направлении полость В соединяется со сли-
вом. В результате суппорт перемещается от изделия.
Однокоординатные системы с зависимой скоростью ведущего
движения. Величина подачи представляет собой результирующую
геометрического сложения скоростей ведущей и следящей подач.
Чтобы обеспечить постоянство подачи при разных углах копира, а
также для обработки профилей с общим углом до 180°, использует-
494
Рис. 6.25. Копировальное устройство
ся зависимая ведущая подача. Скорость ведущего движения уст-
ройств этого типа находится в обратной зависимости от скорости
следящего: с увеличением последней уменьшается, а с понижени-
ем — растет.
Копировальные устройства этого типа (рис. 6.25) оснащены
двумя поршневыми двигателями: с наклонной шайбой 6 — для ве-
дущего и 5 — для следящего движения. Масло от насоса подается
одновременно к двигателю ведущей подачи 6, к распределитель-
ному золотнику 3 и через демпфирующее отверстие 2 к следящему
золотнику 1.
Когда плунжер 4 распределительного золотника 3 занимает
среднее положение, доступ масла к двигателю следящего движе-
ния блокирован, и ведущее движение осуществляется с макси-
мальной скоростью. По мере смещения плунжера от среднего по-
ложения влево или вправо открывается доступ масла в двигатель
следящего движения. Скорость последнего будет возрастать в за-
висимости от смещения. Одновременно с этим постепенно падает
скорость ведущего движения. Это обусловлено тем, что пропуск-
ное сечение в золотнике для выхода масла от соответствующего
двигателя в бак постепенно сокращается.
Когда плунжер достигает одно из крайних положений, выход
масла на слив от двигателя ведущей подачи полностью прекраща-
ется, и осуществляется только следящая подача. Положение плун-
жера распределительного золотника зависит от давления масла на
его торец. Величина этого давления определяется положением
плунжера следящего золотника.
В гидрокоппровальном устройстве с зависимой подачей (рис.
6.26) масло от насоса подается одновременно в следящий золотник
495
1
2
3
4
Рис. 6.26. Копировальное устройство с зависимой подачей
4и через реверсивный золотник 2 — к двигателю /Сведущей пода-
чи. Когда нет давления на щуп, пружина (на рисунке не показана)
отжимает плунжер следящего золотника вниз, и масло из трубо-
провода 3 поступает в полость А двигателя следящей подачи. Это
заставляет копир 8 переместиться к щупу 7 следящего золотника.
Полость В в этот период соединена с баком через шариковый кла-
пан 5. Ведущая подача отсутствует, так как выход масла от двигате-
ля /Счерез золотник 2, редукционный клапан 7, дроссель 72и тру-
бопровод 9 на слив в бак закрыт плунжером распределительного
золотника.
Под воздействием копира щуп 7немного отклоняется. Поэто-
му плунжер следящего золотника приподнимается настолько, что
открывает доступ масла из трубопровода 7 7 в трубопровод 9. Начи-
нается ведущая подача, которая сочетается с продолжающейся
следящей подачей на изделие. Чем больше поднимается плунжер,
тем больше проход масла на слив, тем больше скорость ведущего
движения и одновременно тем меньше проход масла в полость А и
скорость следящего движения. Когда плунжер достигает среднего
(нейтрального) положения, доступ жидкости в полость А двигате-
ля Сблокируется. Поэтому следящее движение отсутствует, и осу-
ществляется только ведущая подача. Если на поверхности копира
есть наклонные выступы, то это заставляет щуп золотника откло-
ниться еще больше. В этом случае плунжер распределительного
золотника займет положение, при котором масло из трубопровода
будет направлено в полость В двигателя 6. Следящее движение то-
496
Рис. 6.27. Копировальное устройство с вибрирующим золотником
гда будет совершаться в направлении от изделия. Чем больше ско-
рость этого движения, тем меньше ведущая подача.
Система с вибрирующими золотниками. При особо повышенных
требованиях к точности работы следящих систем, а также для уве-
личения чувствительности копирования используются золотники
с вибрированием. Вибраторы подразделяются на механические,
электрические и магнитные. В механических вибраторах вибрация
создается с помощью вращающегося эксцентрика или кулачка; в
электрических — колебательная система состоит из двух электро-
магнитов, притягивающих поочередно упругую пластинку; в маг-
нитных — по электромагниту пропускается ток, вызывающий ко-
лебательное движение якоря.
Нарис. 6.27 приведено копировальное устройство с вибрирую-
щим золотником. Щуп 9 имеет возможность осевых и угловых
движений, передаваемых с помощью шаровой головки и рычага 2
к плунжеру 7 следящего золотника. Когда щуп не контактирует с
копиром, плунжер 7 пружиной /(^фиксируется в верхнем (соответ-
S2— 5845 4^7
Рис. 6.28. Двухкоординатная копировальная система
ственно рисунку) положении. Проход масла через золотник за-
крыт, и следящая подача происходит на изделие. Воздействием ко-
пира на щуп плунжер 1 опускается. По мере его опускания канал а
открывается все больше и больше. Тем самым открывается проход
масла из цилиндра через каналы а и b в бак. Скорость следящей по-
дачи на изделие уменьшается. При среднем положении плунжера
эта подача прекращается полностью. При дальнейшем перемеще-
нии плунжера 1 от среднего положения вниз изменяется направле-
ние следящей подачи. При этом режущий инструмент отходит от
изделия.
Ось 2а рычага 2 фиксирована в рычаге 5, на правом конце кото-
рого установлен ролик 6, находящийся в постоянном контакте с
кулачком 7. Он получает вращательное движение от электродвига-
теля <У через две пары зубчатых передач. Включение электродвига-
498
теля вызывает колебательное движение рычага 5 вокруг своей оси
4, а следовательно, и вибрирование плунжера 1 (до 30 колебаний в
секунду с длиной хода до 1,2 мм). При значительных осевых сме-
щениях щупа замыкается контакт микропереключателя 3 и работа
станка останавливается.
Двухкоординатные системы. Такие системы обладают более
сложным устройством, чем однокоординатные. Они используют-
ся только в случаях, когда угол профиля превышает 180°. В такой
системе (рис. 6.28, а) применены два насоса: 19 — высокого давле-
ния и 20 — низкого давления. Первый предназначен для подачи
масла к двигателям продольной 75 и поперечной 13 подач. Второй
служит только для управления положением распределительных
золотников. Для этого масло от насоса 20подается через демпфер-
ные отверстия к двум парам 1 и 2 следящих золотников. В зависи-
мости от положения щупа 4, на который действует копир 3 (рис.
6.28, б), изменяется положение плунжеров следящих золотников,
и проход масла через них на слив меняется. В результате этого ме-
няется давление в полостях 5, 16 и 8, 12. Это изменит положение
плунжеров 77 и 77распределительных золотников для сохранения
равновесия между силами давления жидкости в указанных полос-
тях и силами, развиваемыми плоскими пружинами би 9. Величина
сил пружин устанавливается путем изменения их жесткости пере-
мещением колодок 7 и 10.
Прижим щупа 4 к копиру 3 обеспечивается давлением плунже-
ров 21 (рис. 6.28, а, б). Величина подачи определяется жесткостью
пружин 6 и 9, а ее направление — последовательностью соедине-
ния следящих золотников 7 и 2 с плунжерами 27.
Клапаны 14, 75 обеспечивают постоянство перепада давления
в сливных щелях соответствующих золотников.
6.6. Пневмогидравлические копировальные
системы
Эти системы (рис. 6.29) состоят из пневматического датчика,
пневмогидравлического датчика, пневмогидравлического промежу-
точного устройства и гидравлического исполнительного двигателя.
Сжатый воздух от магистрали 4 по нагнетательному трубопро-
воду 3 подается одновременно в золотник 2а щупа 2и в сильфон 5.
Золотник щупа всегда занимает такое положение, при котором на-
гнетательный трубопровод связан через золотник с атмосферой.
Однако в зависимости от положения золотника сечение, через ко-
торое воздух уходит в атмосферу, меняется.
32*
499
Рис. 6.29. Пневмогидравлическая копировальная система
Когда щуп 2контактирует с копиром на участке, соответствую-
щем ведущей подаче, золотник 2а находится в таком положении,
при котором в сильфоне 5 устанавливается давление, которое за-
ставляет гидравлический золотник /силового цилиндра <?закрыть
доступ масла в последний. Как только щуп встретит выступающие
участки профиля копира 7, золотник 2а переместится и закроет
выходное отверстие в атмосферу. Давление в сильфоне повысится,
и шток золотника 7 сместится в направлении стрелки а. Теперь,
когда нагнетательный масляный трубопровод связан с передней
полостью цилиндра, происходит подача режущего инструмента от
изделия.
Когда щуп контактирует со спадающими участками профиля
копира, золотник 2а шире открывает выходное отверстие для сжа-
того воздуха. Давление в сильфоне уменьшается и под действием
пружины 6золотник /отходит в направлении стрелки Ь. Масло по-
дается в заднюю полость цилиндра, подача режущего инструмента
идет на изделие.
6.7. Электрогидравлические
следящие приводы
Электрогидравлический следящий привод (ЭГП) представляет
собой гидравлический привод, в котором управление осуществля-
ется электрическими средствами мощностью от долей до десятков
500
ватт. Обязательным признаком ЭГП является наличие РДР с элек-
трическим или электрогидравлическим управлением.
ЭГП предназначены для обеспечения пропорциональной свя-
зи между положением объекта управления и электрическим сигна-
лом управления. Их подразделяют условно на два вида: с электри-
ческими обратными связями и с гидромеханическими обратными
связями. Условность такого деления объясняется тем, что часто
ЭГП имеют комбинированные обратные связи электрические и
гидромеханические.
ЭГП обычно включают источник гидравлического питания,
электрический усилитель-сумматор, электрогидравлический уси-
литель (ЭГУ), гидродвигатель и датчики обратной связи. Работа
ЭГП, как правило, рассматривается с учетом объекта управления,
так как он обычно во многом определяет характер изменения на-
грузки и характеристики привода.
В ЭГП наиболее часто используются электрические обратные
связи. Они довольно просто обеспечивают требуемые статические
и динамические характеристики, коэффициенты усиления и ха-
рактер изменения электрических сигналов управления и обратной
связи.
Рассмотрим конструкцию РДР типа Г68-1, который является
представителем дросселирующих распределителей с электрогид-
равлическим управлением с мощностью управления до 1 Вт (рис.
6.30). Электрические сигналы управления по проводам штепсель-
ного разъема 7 поступают к обмотке катушки 2, которая входит в
кольцевой зазор между кольцом 3 и сердечником 5. Между торца-
ми этих деталей установлен постоянный магнит 4. Кольцо и сер-
дечник изготовлены из стали с малым содержанием углерода. Они
образуют магнитопровод, поэтому в кольцевом зазоре между ними
возникает однородное магнитное поле. При протекании тока
управления по обмотке катушки магнитное поле постоянного маг-
нита взаимодействует с магнитным полем проводников обмотки,
и на катушку воздействует усилие, которое направлено вдоль оси.
Величина и направление усилия зависят от величины и направле-
ния тока в катушке (величины и знака сигнала управления). Ка-
тушка 2, смонтированная на стержне-игле 10, может перемещать-
ся только вместе с последней вдоль оси. Эти детали установлены в
корпусе 9 с крышкой 8, которые изготовлены из немагнитного ма-
териала и все вместе составляют электромеханический преобразо-
ватель (ЭМП) магнитоэлектрического типа.
На иглу 10 дополнительно действует усилие пружины 7, кото-
рая регулируется винтом 6. ЭМП смонтирован на корпусе 22, в
501
6 7 8
Рис. 6.30. Дросселирующий распределитель типа Г68-1 с электрогидравли-
ческим управлением
расточке которого запрессована гильза 17. В последней перемеща-
ется золотник 23. Рабочие кромки золотника и втулки выполнены
с высокой точностью. Эти детали образуют «следящую пару».
На нижнем конце золотника закреплена турбинка 18. Золот-
ник поджимается жесткой пружиной 19, опирающейся на упор-
ный подшипник. Пружина может вращаться вместе с золотником,
который верхним концом входит в камеру 25.
Поток управления отводится от канала подвода основного по-
тока 75через фильтр 13 и постоянное дроссельное сопротивление
12 в камеру 25. Из нее поток затем выходит через калиброванное
отверстие — сопло 26, отжимает иглу 10 и через камеру 77 и канал
27поступает в канал слива 20. Игла и сопло образуют клапан, из-
меняющий давление управления в камере 25в зависимости от уси-
лий, действующих на иглу со стороны пружины 7и катушки 2. В
зависимости от величины давления управления изменяется сила,
которая действует на верхний торец золотника 23, и направлена
против усилия пружины 19.
502
Если нет сигнала управления на катушке, то винтом урегули-
руется среднее давление управления в камере 25, при котором зо-
лотник 23 занимает среднее (нейтральное) положение относитель-
но гильзы 17. Если на обмотку катушки будет подан сигнал в виде
тока управления, то в зависимости от его величины и направления
будут соответственно изменяться усилие на игле клапана, давле-
ние управления в камере 25 и усилие на верхнем торце золотника.
Золотник будет смещаться относительно среднего положения в ту
или другую сторону на величину, которая пропорциональна вели-
чине тока управления. При этом между рабочими кромками гиль-
зы золотника будут образовываться рабочие щели, по которым
масло будет подаваться из канала 15 в один из каналов 14 или 16, а
из другого (16 или 14) масло будет отводиться в канал 24. Послед-
ний подключает слив из переливного клапана системы и этот объ-
единенный поток через подпорный клапан 21 течет в канал слива
20. Часть масла из канала перед подпорным клапаном 21 через ра-
диальные и осевые сверления в золотнике 23 поступает в турбинку
18 и вращает золотник для того, чтобы исключить трение покоя и
тем самым повысить чувствительность золотника.
В технической характеристике РДР с электроуправлением
приводят данные по номинальному давлению и расходу, мощно-
сти управления и мощности на выходе, динамическим показате-
лям и др. Расход б через рабочие щели РДР, как для любых дроссе-
лей, зависит от величины открытия (т. е. сигнала управления) и
потерь давления на этих щелях.
Если к РДР подается масло под давлением рп (в канале 15), а на
совершение полезной работы расходуется перепад давлений в по-
лостях гидродвигателя Дрд, то потери давления в щелях распреде-
лителя Др = рн — Ард.
Полезная мощность N пропорциональна произведению расхо-
да на перепад давлений в гидродвигателе: N~ Q/8px Если увеличи-
вать перепад давления в гидродвигателе, то можно преодолевать
большие нагрузки, но при Дрдп1ах = рп потери Др = О, Q = 0 и мощ-
ность N = 0. Если стремиться повысить Q для увеличения скоро-
сти гидродвигателя, то Q= Qmax при Др =рн, но тогда Дрд = 0 и
N=Q.
Таким образом, если затрачивать давление только на преодо-
ление нагрузки или только на создание скорости, то полезная
мощность уменьшается до нуля. Поэтому имеется оптимальное
значение потерь в РДР, при котором полезная мощность управ-
ляемого им двигателя максимальна.
503
Рис. 6.31. Зависимость относительного расхода Q/Ом дросселирующих рас-
пределителей от относительного уровня сигнала управления С7/С7гаах
При турбулентном режиме истечения в щелях РДР расход про-
порционален корню квадратному из перепада давлений. В этом
случае наибольшее значение N достигается при Др = рн/3 и соот-
ветственно Дрд — 2рн/3. Иначе одна треть давления может теряться
в щелях РДР, а две трети — в гидродвигателе.
Поэтому за номинальный расход дросселирующих распреде-
лителей QH принимают расход при Др =рн/3. Чтобы потребитель
мог оценить скорость гидродвигателя при разных уровнях сигнала
управления и разных нагрузках, изготовители приводят графики
зависимости расхода через РДР от сигнала и перепадов давлений.
Для рассмотренной конструкции РДР эти графики даны в виде за-
висимости относительного расхода (2/(2н от относительного уров-
ня сигнала управления U/Umm (рис. 6.31).
РДР такого типа при мощности управления до 1 Вт позволяют
управлять гидравлическими потоками с отдаваемой мощностью
более 2 кВт, поэтому они получили название электрогидравличе-
ских усилителей мощности (ЭГУМ). Существует большое разно-
образие конструкций ЭГУМ. Их общими характерными призна-
ками являются малая входная мощность и высокое быстродейст-
вие. Иногда подобные устройства называют сервозолотниками.
РДР с электрогидравлическим управлением используют в ос-
новном в станках для электрофизико-химических методов обра-
ботки. В копировально-прошивочном электроэрозионном станке
с программным управлением гидравлический привод применяют
504
Рис. 6.32. Схема гидропривода копировально-прошивочного элекгроэрози-
онного станка
для вертикального перемещения электрода-инструмента (рис.
6.32).
В исходном положении шток-шпиндель гидроцилиндра Ц с
электродом 12 находится вверху. Полости гидроцилиндра соеди-
нены линиями 7, 8. Масло, подаваемое насосом Н, через линию 7,
фильтр Ф, линию 2, распределитель Р2, линию 3и теплообменный
аппарат АТ (масляный радиатор с воздушным охлаждением) сли-
вается в бак — насос при этом разгружен. Линия 4 также соедине-
на через распределитель Р2со сливом. Поэтому поршень 77цанго-
33- 5845 505
вого зажима опущен пружиной вниз. Шток зажат цангой и удер-
живается от опускания силой тяжести.
Обмотка катушки РДР включена в электрическую схему авто-
матического регулирования напряжения в рабочем промежутке
между электродом 72 и заготовкой. При включении электромагни-
тов распределителей Р1и Р2 масло под давлением из линии 2 через
линию 4 подводится к РДР и под поршень цангового зажима.
Шток-шпиндель растормаживается и гидропривод переходит в
режим обработки.
При отведенном электроде напряжение между ним и заготов-
кой превышает заданное напряжение. Это соответствует сигналу
управления на катушке РДР, который вызывает на игле рост уси-
лия, направленного вниз и соответственно увеличение давления
управления в камере над золотником РДР.
Золотник передвигается от нейтрального положения вниз.
Масло под давлением подводится через рабочую щель на входе
РДР, линию 5, распределитель Р1 и линию 7 в верхнюю полость
цилиндра. Из нижней полости масло через линию 8, Р1, линию би
рабочую щель на выходе РДР вытесняется в канал подвода к тур-
бинке. В этот же канал подводится по линии 9слив из переливного
клапана (КП). Турбинка вращается вместе с золотником, выходя-
щее из нее масло по линии 3 поступает на слив. Электрод движется
вниз. При его приближении к заготовке напряжение в рабочем
промежутке уменьшается. Сигнал подвода также уменьшается и
движение штока замедляется. При этом автоматически устанавли-
вается такой режим, при котором электрод медленно опускается
по мере съема материала с заготовки.
При попадании в рабочий промежуток металлических частиц
или начале шлакования напряжение уменьшается ниже заданно-
го, подается сигнал на отвод электрода, промежуток очищается
потоком электролита, напряжение опять возрастает, электрод
опускается и т. д. Привод работает в следящем режиме, поддержи-
вая заданное напряжение в рабочем промежутке.
Распределитель РМ применяется при наладке и контроле за ра-
ботой гидропривода для подключения манометра к линиям 7 или 2
через линии 10, 77. По перепаду давления на фильтре можно опре-
делить степень загрязнения фильтроэлемента. Насосный агрегат,
фильтр, клапан и АТ конструктивно объединены на баке Б и все
вместе образуют насосную установку (НУ). Из-за низкого уровня
сигналов управления в таких усилителях мощности для обеспече-
ния их надежной работы предъявляются повышенные требования
к качеству рабочей жидкости и тонкости фильтрации.
506
Рис. 6.33. Элекгрогидравлическая копировальная система
На рис. 6.33 показан электрогидравлический следящий при-
вод, в состав которого входит электрический датчик, электрогид-
равлическое промежуточное устройство и гидравлический испол-
нительный двигатель. В контакте с копиром 13 находится щуп 14
электрического датчика, в данном случае трехпозиционного с виб-
рирующим контактом. Вибрация последнего создается с помощью
кулачка И, смонтированного на оси дополнительного маломощ-
ного электродвигателя 12. Контакт установлен на конце рычага 10,
второй конец которого соприкасается с кулачком 11.
Среднему положению контакта 9 соответствует среднее поло-
жение плунжера 4золотника, при котором устанавливается равно-
весное состояние гидравлической системы. Следящая подача при
этом выключена, происходит только ведущая подача.
Если под действием копира на щуп замыкаются нижние кон-
такты 8, Сдатчика, то электрический ток поступает в соленоид 6,
плунжер 4 золотника опускается и начинается подача от изделия.
Когда щуп 14 не контактирует с копиром 13, замыкаются верхние
контакты 7, 9 датчика и ток направляется в левый соленоид 5.
Плунжер "/золотника занимает крайнее верхнее положение, и сле-
дящая подача происходит на изделие.
Датчик крепится на органе станка, который совершает следя-
щую подачу. Промежуточное устройство, включающее в свой со-
став соленоиды, золотник, а также насос 3 с электродвигателем,
смонтировано в корпусе, устанавливаемом рядом со станком. Гид-
33»
507
Рис. 6.34. Схема электрогидравлического следящего привода с электриче-
ской обратной связью по положению
равлический двигатель 2 вместе с редуктором 7 может быть при-
соединен к этому корпусу; выходной вал редуктора связывается с
винтом следящей подачи с помощью телескопического валика.
В случае необходимости вместо вращающегося двигателя мо-
жет быть использован поршневой при соответственно изменен-
ной связи его с рабочими органами станка.
Рассмотрим электрогидравлические следящие приводы с раз-
личными обратными связями. На рис. 6.34 показан привод, кото-
рый состоит из электрического усилителя-сумматора 7, электрогид-
равлического усилителя 2, гидродвигателя 5 и датчика отрицатель-
ной обратной связи по положению. Датчик состоит из потенциомет-
ра 12, токосъемника би ламели 9. Обязательной принадлежностью
конструкции следящего ЭГП является фильтр 3, который обычно
монтируется или на корпусе ЭГУ, или на корпусе гидродвигателя.
Гидродвигатель 5крепится к основанию 77 обычно с помощью пе-
реходного цилиндра 8, в котором размещаются датчики обратных
связей (ДОС). В данном случае ДОС по положению служит потен-
циометр 12 обратной связи, ламели которого крепятся через изо-
лятор 7к штоку гидродвигателя 5. Гидродвигатель 5 крепится к ос-
нованию 77 опорой 10.
В качестве ЭГУ может быть использован любой из ЭГУ, кото-
рый обеспечивает пропорциональность между расходом в испол-
нительных линиях гидродвигателя и током управления.
ДОС может служить не только потенциометр, но любые датчи-
ки переменного тока, например сельсины, вращающиеся транс-
форматоры и другие индукционные и индуктивные механо-элек-
трические преобразователи, для работы с которыми применяются
в качестве электрических усилителей-сумматоров фазочувстви-
тельные электрические усилители переменного тока.
508
Следящий ЭГП (см. рис. 6.34) работает следующим образом.
При появлении сигнала управления ?7упр на обмотках преобразова-
теля ЭГУ 2 появляется ток, который приводит к смещению управ-
ляющего элемента выходного каскада гидрораспределителя и за-
ставляет двигаться шток гидродвигателя 5 вместе с объектом
управления 4. В результате движения штока начинают вместе с
ним двигаться и ламели ^потенциометра 12. Это вызывает появле-
ние напряжения в цепи обратной связи Uo с. Напряжение сравни-
вается в усилителе-сумматоре по величине и знаку с напряжением
управления. Так как электрическая обратная связь по положению
включена с отрицательным знаком, то с увеличением напряжения
обратной связи будет уменьшаться сигнал рассогласования
?7ВХ = t/упр - Uo с. Как только сигнал рассогласования станет рав-
ным нулю, элементы ЭГУ 2 займут нейтральное положение и
шток гидроцилиндра остановится в положении, пропорциональ-
ном сигналу управления.
Когда нужно обеспечить высокое быстродействие от следяще-
го ЭГП, нагруженного массой, то для увеличения добротности по
скорости используют корректирующие устройства. Эффективным
средством коррекции нагруженных массой следящих ЭГП являет-
ся введение дополнительной отрицательной обратной связи по ус-
корению ведомого звена гидродвигателя.
В тех Случаях, когда основным видом нагрузки следящего ЭГП
является постоянная составляющая или позиционная нагрузка,
или преобладающая нагрузка в виде сил скоростного или контакт-
ного трения, то скорость гидродвигателя вследствие дроссельного
эффекта в золотниковом гидрораспределителе под действием этих
сил значительно уменьшается. Это вызывает существенное паде-
ние быстродействия следящего ЭГП, а иногда приводит к появле-
нию большой зоны нечувствительности. Указанные проблемы ре-
шаются путем использования следящих ЭГП с дополнительной
обратной связью по скорости гидродвигателя, которая может быть
реализована как по электрическим, так и по гидромеханическим
каналам.
Примером такого привода является следящий ЭГП с дополни-
тельной электрической обратной связью по скорости (рис. 6.35).
ЭГП состоит из электрического усилителя-сумматора 1, электро-
механического преобразователя 2, гидрораспределителя сопло-за-
слонка, включающего заслонку 3, сопла 4 и 13, постоянные дрос-
сели 5и 12, четырехщелевого РДР 6, гидродвигателя 8, электриче-
ского датчика положения 10 и электрического датчика скорости 9.
Обратная связь по положению и обратная связь по скорости заво-
дятся на электрический усилитель с отрицательным знаком. Осо-
509
Рис. 6.35. Схема электрогидравлического следящего привода с электриче-
скими обратными связями по положению и скорости
бенностью этого ЭГП является то, что золотник РДР 6может сво-
бодно передвигаться в осевом направлении, так как жесткость
пружин 7 и 77 невелика. Пружины служат только для удержания
золотника в нейтральном положении при отсутствии давления
питания, чтобы при его включении не было произвольного пере-
мещения ведомого звена гидродвигателя. Эти пружины исключа-
ют также самопроизвольное движение ведомого звена гидродвига-
теля.
Рис. 6.36. Схема электрогидравлического следящего привода с электриче-
ской обратной связью по положению и гидромеханической обратной связью
по скорости
510
Разновидностью следящего ЭГП с дополнительной обратной
связью по скорости является ЭГП, показанный на рис. 6.36. В от-
личие от предыдущего ЭГП здесь обратная связь по скорости осу-
ществлена по гидромеханическим каналам. Датчик скорости
представляет собой объемный насос 11, ведущее звено которого
жестко соединено с ведомым звеном гидроцилиндра 9 через крон-
штейн 10, а рабочие камеры насоса связаны с помощью гидроли-
ний с торцовыми камерами РДР 7. Последний управляется с помо-
щью гидрораспределителя сопло-заслонка, включающего в себя
заслонку 3, сопла 4и 75, а также постоянные дроссели 5и 14. Пере-
пад давления питания поддерживается постоянным с помощью
редукционного клапана 6. Назначение пружин 8vl 13 — центриро-
вание золотника 7 (удержание его в среднем положении) при от-
сутствии давления питания. Сигнал обратной связи по положе-
нию снимается с электрического датчика положения 12 и сумми-
руется с сигналом управления в электрическом усилителе 1.
Разомкнутая часть следящего ЭГП работает следующим обра-
зом. Пусть при появлении электрического сигнала рассогласова-
ния под действием тока управления в обмотках электромеханиче-
ского преобразователя 2 заслонка 3 переместится, например,
вправо на величину, которая пропорциональна величине тока
управления. Это вызовет в исполнительных гидролиниях распре-
делителя сопло-заслонка появление расхода Qh, пропорциональ-
ного смещению заслонки из нейтрального положения, который
заставит перемещаться золотник РДР 7влево с постоянной скоро-
стью. При этом гидроцилиндр 9 начнет двигаться также влево,
ведя за собой шток насоса 77. Движение штока насоса вызовет по-
явление расхода обратной связи Qo с, который будет вычитаться из
расхода Qh. Как только их разность станет равной нулю, движение
золотника РДР 7прекратится и он займет положение, при котором
скорость гидроцилиндра обеспечит расход обратной связи (20С,
равный расходу Qh в исполнительных гидролиниях распределите-
ля сопло-заслонка.
Пусть после того, как скорость штока гидроцилиндра 9устано-
вилась, к штоку приложим усилие, препятствующее его движе-
нию. В определенный момент времени из-за дроссельного эф-
фекта в РДР 7скорость гидроцилиндра 9уменьшится. Уменьшит-
ся и скорость насоса, следовательно, и расход обратной связи Qo с.
Так как расход Qh остается постоянным (заслонка неподвижна), то
разность расходов Qh - Qoc, управляющих золотником, заставит
перемещаться его влево до тех пор, пока скорость гидроцилиндра
не восстановится до значения, при котором Qh = Qoc. После этого
511
золотник снова остановится. Аналогично будет происходить и при
действии на шток гидроцилиндра ^нагрузки, помогающей движе-
нию. В этом случае в результате кратковременного увеличения
скорости штока расход обратной связи будет расти и золотник бу-
дет перемещаться к нейтральному положению. При этом сокраща-
ется расход в исполнительных гидролиниях до тех пор, пока ско-
рость штока гидроцилиндра не уменьшится до значения, которое
определяется расходом Qh.
Если следящий ЭГП служит для работы в тяжелых эксплуата-
ционных условиях, где требуется высокая надежность и простота
конструкции при повышенных требованиях к ресурсу, то его вы-
полняют с механической обратной связью по положению. Ис-
пользование этой связи позволяет исключить из состава следяще-
го ЭГП электрические датчики положения и электрический уси-
литель.
Существует много конструктивных способов реализации ука-
занной обратной связи, которые отличаются в основном различ-
ным местом суммирования сигнала обратной связи с сигналом
управления. При использовании двухкаскадных электрогидроуси-
лителей суммирование сигнала обратной связи может выполнять-
ся со следующими величинами: моментом на валу электромехани-
ческого преобразователя; положением заслонки, если в первом
каскаде используется дросселирующий гидрораспределитель со-
пло-заслонка, или положением насадки струйной трубки, если в
первом каскаде используется гидрораспределитель со струйной
трубкой; положением золотника дросселирующего золотникового
гидрораспределителя; осевым усилием, действующим на золот-
ник, от дросселирующего гидрораспределителя первого каскада
гидравлического усилителя.
Обратной связью следует охватывать как можно большее число
последовательно соединенных элементов. Это обеспечивает уве-
личение стабильности работы и повышение качества характери-
стик любой системы управления. Для ЭГП с механической обрат-
ной связью наиболее рациональным местом суммирования ука-
занных сигналов является вал электромеханического преобразо-
вателя.
На рис. 6.37 показана схема следящего ЭГП с механической
обратной связью по положению. Этот ЭГП состоит из электроме-
ханического преобразователя 7 с заслонкой 3, сопл 4, постоянных
дросселей 5, РДР 7с пружинами би 9, гидроцилиндра 8и узла об-
ратной связи по положению. Этот узел включает в себя клин 10,
жесткосоединенный со штоком гидроцилиндра 8, толкатель 77 с
512
1 2
3
4
5
Рис. 6.37. Схема простейшего электрогидравлического следящего привода с
силовой обратной связью по положению
возвратной пружиной 12, пружину 13 обратной связи, балку 14,
жестко связанную с якорем преобразователя, пружину 75нуль-ус-
тановителя и регулировочный винт 2.
Прй отсутствии тока управления в обмотках преобразователя 1
все элементы ЭГП находятся в нейтральном положении. При по-
даче тока управления под действием электромагнитных сил балка
14 повернется на некоторый угол, который пропорционален току
управления, например по часовой стрелке. Заслонка 3 при этом
сместится вниз, создавая перепад давления на торцах золотника
РДР 7, под действием давления золотник сместится вправо. Шток
гидроцилиндра 8 начнет двигаться вправо, перемещая клин 10.
Под действием пружины 72толкатель 77 опустится, усилие пружи-
ны 13 обратной связи на балку уменьшится и под действием пру-
жины 75 заслонка 3 возвратится в нейтральное положение. Как
только момент, создаваемый пружиной 13, станет равным момен-
ту, создаваемому током управления, золотник РДР /встанет в ней-
тральное положение и шток гидроцилиндра 8 остановится. При
этом величина и знак перемещения этого штока относительно
нейтрали определяются величиной и знаком электромагнитного
момента, обусловленного током управления.
В следящем ЭГП с механической обратной связью корректи-
рующие устройства, обеспечивающие требуемые динамические
характеристики, выполняют в виде гидромеханических узлов. По-
следние в ряде случаев настолько просты, недороги и надежны,
513
Рис. 6.38. Схема электрогидравлического следящего привода с силовой об-
ратной связью по положению и гидромеханической обратной связью по ди-
намическому давлению
что их используют даже в следящих ЭГП с электрическими обрат-
ными связями.
В случаях, когда нагрузка является только инерционной, для
коррекции следящего ЭГП применяют корректирующие устрой-
ства, использующие косвенные показатели ускорения нагрузки.
Косвенным показателем ускорения является давление нагрузки в
рабочих полостях гидродвигателя.
Схема следящего ЭГП с механической обратной связью по по-
ложению, нагруженного только инерционной нагрузкой, с допол-
нительной корректирующей обратной связью по динамическому
давлению, реализованной посредством гидромеханического уст-
ройства, дана на рис. 6.38. Механическая обратная связь по поло-
жению штока гидроцилиндра 8 в отличие от схемы, приведенной
на рис. 6.37, выполнена в виде рычажной передачи, состоящей из
рычага 10, шатунов 9 и 72, а силовая обратная связь на ведомом
звене электромеханического преобразователя осуществляется с
помощью рамки 13 и двух пружин 5 и 14 обратной связи. Регули-
ровка нуля привода в этом случае выполняется изменением дли-
ны, например шатуна 72. В качестве ЭГУ здесь используется двух-
каскадный ЭГУ с силовой обратной связью по положению золот-
ника гидрораспределителя 5, реализованной с помощью пружины
77, и со струйным гидрораспределителем с механическим откло-
514
нением струи в первом каскаде гидравлического усиления, состоя-
щем из сопла питания 1, приемных каналов 4 и отклоняющего на-
садка 2, жестко соединенного с ведомым звеном преобразователя
75. Гидромеханическое корректирующее устройство 6 обратной
связи по динамическому давлению представляет собой миниатюр-
ную гидромашину. Она состоит из плунжерного гидроцилиндра, в
который входят штоки поршня, пружины на торцах поршня и
крайние рабочие камеры, а также объемного насоса, расположен-
ного в центре корректирующего устройства. Крайние рабочие ка-
меры корректирующего устройства соединены с исполнительны-
ми гидролиниями привода, а средние камеры — с торцовыми ка-
мерами золотникового гидрораспределителя 5. Работа следящего
контура привода аналогична работе следящего ЭГП, показанного
на рис. 6.37. Корректирующее гидромеханическое устройство Сра-
ботает следующим образом (см. рис. 6.38). При появлении сигнала
рассогласования золотник 5 начнет перемещаться, например, вле-
во. Наличие инерционной нагрузки /приведет к увеличению дав-
ления в левой полости гидроцилиндра 8 и левой крайней полости
корректирующего устройства 6. Под действием разности давления
поршень корректирующего устройства 6, преодолевая усилие тор-
цовых пружин, будет двигаться вправо со скоростью, пропорцио-
нальной скорости изменения давления нагрузки. Это вызовет по-
явление расхода обратной связи в гидролинии, которая соединяет
рабочие камеры насоса корректирующего устройства с торцовыми
камерами золотника. Поэтому золотник 5 получит дополнитель-
ное смещение влево, которое увеличит давление в левой полости
гидроцилиндра 8 и приведет к возрастанию ускорения инерцион-
ной нагрузки. При таком включении корректирующего устройст-
ва будет более интенсивно происходить и торможение инерцион-
ной нагрузки.
В случаях, когда предъявляются высокие требования к дина-
мической податливости нагруженного значительной массой сле-
дящего ЭГП с механической обратной связью по положению, сле-
дует применять гидромеханические обратные связи по ускорению.
Примером корректирующего гидромеханического устройства
обратной связи по ускорению может служить устройство, пока-
занное на рис. 6.39. Оно состоит из плунжерного насоса 7, плунжер
которого жестко с помощью кронштейна 8 соединен со штоком
исполнительного гидроцилиндра 9, подключенного к ЭГУ (на схе-
ме не показан), золотникового устройства, состоящего из золот-
ника 7, плунжера би рычага 4обратной связи. Один конец рычага
жестко закреплен на валу 3 электромеханического преобразовате-
515
Рис. 6.39. Схема устройства гид-
ромеханической обратной связи по
ускорению
Рис. 6.40. Схема электрогидравличе-
ской следящей системы управления
подачей регулируемого насоса, в ко-
торой применяются гидромеханиче-
ские обратные связи
ля, а на другом его конце установлен диск 5. Диск 5размещен в по-
лости 2 золотника 7 с некоторым зазором относительно стенок
этой плоскости.
Перемещение штока гидроцилиндра 9 и связанного с ним
плунжера объемного насоса 7 приводит к появлению расхода об-
ратной связи Qo с. Это вызывает перемещение золотника 7 на вели-
чину, пропорциональную этому расходу. При движении гидроци-
линдра 9 с постоянным ускорением золотник 7 будет перемещать-
ся со скоростью, пропорциональной этому ускорению, и создавать
на валу 3 момент сил Му, обусловленный силовым воздействием
масла полости 2 на диск 5, движущегося относительного этого дис-
ка вместе с золотником 7. Таким образом, указанный момент на
валу 3 будет пропорционален ускорению штока исполнительного
гидроцилиндра 9.
Эффективность использования гидромеханических обратных
связей можно рассматривать на примере электрогидравлической
системы управления подачей регулируемого насоса (рис. 6.40).
Перемещение регулирующего органа насоса 75 производится по-
средством гидроцилиндра 14 с двусторонним неподвижно закреп-
516
ленным штоком. Этот гидроцилиндр является выходным звеном
следящего ЭГУ с механической обратной связью по положению.
Последний включает в себя электромеханический преобразова-
тель 23', гидрораспределитель сопло-заслонка, состоящий из за-
слонки 19, установленной на валу преобразователя; сопл 77 и 18 м
постоянных дросселей 7 и 27; четырехщелевой РДР 24 с пружина-
ми 2 и 26небольшой жесткости, торцовые камеры которого соеди-
нены гидролиниями с междроссельными камерами распределите-
ля сопло-заслонка; насос обратной связи по скорости, состоящий
из плунжеров 12м 17, жестко соединенных с гидроцилиндром 14 с
помощью кронштейна 16, и датчик механической обратной связи
по положению из наклонной поверхности на плунжере 72, штока 9
обратной связи по положению, пружины 10 обратной связи, воз-
вратной пружины 13 и пружины 8 нуль-становителя с регулиро-
вочным винтом 8.
При подаче тока управления на обмотки электромеханическо-
го преобразователя 23 его вал, преодолевая жесткость пружин Юм
8, повернется, например, по часовой стрелке на угол, пропорцио-
нальный току управления. При этом заслонка 19 сместится влево,
и золотник 24 начнет двигаться вправо со скоростью, пропорцио-
нальндй перемещению заслонки из нейтрального положения. Так
как жесткость пружин 2 и 26 мала, то они нужны только для уста-
новки золотника в ноль при отсутствии давления питания. Сме-
щение золотника РДР 24 из нейтрального положения приведет в
движение гидроцилиндр 14. Последний через кронштейн 16 нач-
нет перемещать плунжеры 72 и 7 7. В результате движения плунже-
ров 72 и 77 насоса обратной связи по скорости в исполнительных
гидролиниях распределителя сопло-заслонка появится расход об-
ратной связи, который остановит золотник РДР 24 в нужном по-
ложении, обеспечивающим пропорциональность между скоро-
стью гидроцилиндра 14 и положением заслонки 19. В результате
перемещения плунжера 72 будет двигаться и шток 9, прижимае-
мый к плунжеру 72 пружиной 13. В данном случае шток 9 будет
подниматься вверх и через пружину 10 обратной связи создавать
на заслонке 19 момент сил, противоположный моменту сил, обу-
словленных током управления. Как только эти моменты станут
равны, заслонка 19 встанет в нейтральное положение и движение,
гидроцилиндра 14прекратится. При этом гидроцилиндр и, следо-
вательно, регулирующий орган насоса 15 займут положение, про-
порциональное величине тока управления.
Использование обратной связи по расходу решает проблему
влияния сил, возникающих на регулирующем органе насоса и
517
имеющих значительную величину и сложный характер измене-
ния, на статические и динамические характеристики привода.
Кроме того, применение указанной обратной связи позволяет
снизить требования к точности изготовления рабочих окон РДР до
свободных размеров, а отверстия в гильзе выполнить круглыми.
Источник питания следящей ЭГП на схеме не показан. В каче-
стве источника давления питания можно использовать насос под-
питки основного насоса регулируемой производительности.
Система управления включает также гидромеханический ДОС
по мощности потока в напорной гидролинии насоса 75регулируе-
мой производительности. Последний обеспечивает работу насоса
в режиме постоянной мощности вне зависимости от нагрузки. Это
является важным свойством насосов, приводимых в движение те-
пловым двигателем. ДОС по мощности включает плунжер 5с про-
филем, который соответствует требуемому закону изменения
мощности, плунжер-толкатель 25, пружину 3, шток 4 обратной
связи по давлению в напорной гидролинии насоса 75с возвратной
пружиной 22 и шарнирно закрепленным на его конце рычагом 20 с
регулировочным винтом 27, шток 9 обратной связи по положе-
нию, служащий в качестве датчика расхода насоса 75, и пружину 6.
ДОС по мощности с помощью рычага 20 перемножает расход на-
соса 75, который косвенно определяется по положению регули-
рующего органа этого насоса, на давление в его напорной гидро-
линии, определяемое положением плунжера 5. Если при макси-
мальной подаче насоса 75, давление в его напорной гидролинии
повысится на величину, превышающую допустимую мощность, то
плунжер 5передвинется вправо, сместит шток 4вниз, и левый ко-
нец рычага 29через винт 27 ограничит перемещение заслонки 79 в
направлении часовой стрелки. В результате заслонка 79сместится
вправо. Это приведет к перемещению влево цилиндра 14 и сокра-
щению расхода насоса 15яо значения, при котором произведение
расхода и давления в напорной гидролинии обеспечит заданную
предельно допустимую мощность. При меньших значениях мощ-
ности насоса обратная связь по мощности в работе следящего при-
вода не участвует.
Плунжер 5является также ДОС по динамическому давлению в
напорной гидролинии насоса 75. Перемещение плунжера 5 со ско-
ростью, пропорциональной скорости изменения давления в на-
порной гидролинии насоса, вызывает появление расхода обратной
связи по динамическому давлению, который смещает золотник
РДР 24к сторону, приводящую к падению скорости изменения по-
518
дачи регулируемого насоса. Это предотвращает резкое изменение
давления в его напорной гидролинии и предохраняет насос от ди-
намических перегрузок.
6.8. Шаговые электрогидроприводы
Широкое распространение в станках и промышленных робо-
тах (ПР) с ЧПУ получили ЭГП с управлением от задающих элек-
трических дискретных (шаговых) двигателей (ШД). Последние
позволяют преобразовывать дискретные электрические сигналы
управления, поступающие от электронной системы ЧПУ, в дис-
кретный поворот выходного вала с определенным углом поворота
на каждый импульс, который называется угловым шагом.
ШД имеют высокое быстродействие и развивают на выходном
валу крутящий момент, достаточный для перемещения золотника
РДР напрямую или через несиловую винтовую передачу без про-
межуточного гидроуправления. В ЭГП станков с ЧПУ широкое
применение в качестве исполнительных и управляющих элемен-
тов получили шаговые электродвигатели ШД-4, ШД-5. Угловой
шаг, например, шагового электродвигателя типа ШД5-Д1М со-
ставляет 1,5°; крутящий момент 40 Н см; максимальная частота
подачи импульсов 8000 имп/с и максимальная частота следования
импульсов (частота приемистости) 2000 имп/с.
Конструктивная схема ЭГП, состоящего из ШД и гидравличе-
ского усилителя моментов (ГУМ), показана на рис. 6.41, а. ШД от-
рабатывает импульсы, поступающие из системы ЧПУ. При отра-
ботке импульса вал 1, поворачиваясь через редуктор 2, заставляет
вращаться винт 3, ввернутый в гайку 4, жестко соединенную с ро-
тором гидромотора 5. При неподвижном гидромоторе (ГМ) пово-
рот винта заставит соединенный с ним золотник 8переместиться,
например, вправо от среднего положения, в результате чего в тру-
бопроводе 6, идущем от золотника к ГМ, повысится давление, а в
трубопроводе 7 — понизится, и образовавшийся перепад давле-
ния создаст крутящий момент на ГМ. Поворачиваясь, ротор ГМ
повернет гайку 4, которая через винт 3 возвратит золотник в сред-
нее положение. При непрерывной подаче импульсов на ШД вал
ГМ будет вращаться со скоростью, пропорциональной частоте им-
пульсов, и золотник будет смещен от среднего положения на вели-
чину, обеспечивающую пропуск масла, необходимого для враще-
ния ротора ГМ.
519
в
Рис. 6.41. Шаговый электропривод:
а — конструктивная схема; б— аксиально-поршневой гидромотор; «—структурная схема
привода с гидроусилителем момента и импульсной системой ЧПУ для одной координаты
В приводах станков с ЧПУ нашли применение нерегулируемые
аксиально-поршневые ГМ серии Г15-2 с торцовым распределени-
ем масла (рис. 6.41, б). Они обладают наилучшими из всех типов
ГМ габаритными и массовыми характеристиками, отличаются
компактностью, высоким КПД. Эти ГМ пригодны для работы при
высоких частотах вращения и давлениях, обладают сравнительно
малой инерционностью. Малый момент инерции вращающихся
частей имеет существенное значение при использовании их в ка-
честве ГМ. Важным параметром является приемистость (быстро-
действие) насоса при регулировании подачи. Изменение подачи
520
от нулевой до максимальной осуществляется в некоторых типах
насосов за 0,04 с и от максимальной до нулевой за 0,02 с. Наиболее
распространенное число цилиндров равно 7—9, диаметры цилин-
дров от 10 до 50 мм. Частота вращения 1000—2500 мин-1; давление
до 40 МПа. Мощность до 100 кВт, КПД до 93 %. Удельная металло-
емкость аксиальных гидромашин (кг/кВт) в 5—15 раз меньше, чем
у электромашин.
ГМ работает следующим образом. Поток масла, нагнетаемый
насосом, поступает в одну из полостей а и через окна б крыш-
ки-распределителя 5 подается в цилиндры в блока цилиндров 6
под поршни 7. Сила давления масла через поршни 7и толкатели 8
передается на наклонный радиально-упорный шарикоподшип-
ник 2, на котором возникает сила, создающая крутящий момент,
который передается на выходной вал 1 через толкатели 8и барабан
9. Блок цилиндров приводится во вращение поводком 4и постоян-
но прижимается к крышке-распределителю 5 пружиной 3. Реверс
вала ГМ осуществляется изменением подвода масла в полости
крышки-распределителя 5.
В приводе с золотником осевого перемещения исключен ряд
недостатков конструкции ГУ момента с поворотным золотником.
Так, путем изменения передаточного отношения редуктора и шага
винтовой пары можно в широких пределах изменять коэффици-
ент усиления в прямой цепи воздействия и в обратной связи при-
вода. В результате длину рабочего окна и его проходное сечение
выполняют достаточным для пропуска больших потоков масла к
ГМ, и, таким образом, гидравлическая часть привода не лимити-
рует скорость привода.
Структурная схема привода с ГУ момента и импульсной систе-
мой ЧПУ для одной координаты показана на рис. 6.41, в. Устрой-
ство ЧПУ (УЧПУ) выдает импульсы, которые в электронном кодо-
вом преобразователе ЭКП усиливаются и преобразуются в форму,
необходимую для управления ШД. Управление посредством пре-
образователя ВП и гидрораспределителя ГР приводит к повороту
вала ГМ. Через редуктор Р и шариковую пару сообщается движе-
ние РО станка. Штрих-пунктирной линией обозначен следящий
привод, имеющий внутреннюю обратную связь по положению.
Цена импульса в приводе определяется по уравнению tn —
= (сри/ЗбО)/шд/рР х в, где <ри — размер угла поворота ШД, соответст-
вующего одному импульсу, град; /шд — передаточное отношение
редуктора Ршд между ШД и винтовой парой; /р — передаточное от-
ношение редуктора; рх в — шаг ходового винта.
34 - 5845
521
Наибольшая скорость движения привода определяется по
уравнению rmax = /и/тах , где/тах — наибольшая частота подачи
импульсов. При цене импульса /и = 0,01 мм составляет при набро-
се скорости скачком fpmax = 1200 мм/мин, при плавном разгоне
Гуск тах = 4800 мм/мин, что близко к требованиям, предъявляемым
к приводам современных станков.
Привод с поворотным золотником осевого перемещения и им-
пульсной системой ЧПУ также, как и привод с поворотным золот-
ником, имеет ограниченную точность в связи с тем, что привод ра-
зомкнут (нет обратной связи по перемещению от РО) и возможна
потеря импульсов.
Выпускают электрогидравлические шаговые приводы подач
ЭГШП (ГУ) для металлообрабатывающих станков типа
ЭГ32Г18-2, Э32Г18-3 и электрогидравлические поворотные следя-
щие приводы типа СП. Приводы предназначены для перемещения
РО станков и других машин с ЧПУ в соответствии с электроим-
пульсами, подаваемыми на вход. Величина перемещения опреде-
ляется числом поданных импульсов, а скорость — частотой их
следования. Приводы работают на чистых минеральных маслах с
кинематической вязкостью от 20 до 2000 сСт при температуре от 3
до 50 °C. Температура окружающей среды от 5 до 40 °C. Тонкость
фильтрации 10 мкм. Приводы состоят из аксиально-поршневого
гидромотора, следящего устройства, соединенного с валом ГМ и
ШД. По виду конца выходного вала ГУ выпускаются с цилиндри-
ческим концом (Э32Г18-32; Э32Г18-33; Э32Г18-34; Э32Г18-35); с
коническим концом (Э32Г18-32К; Э32Г18-ЗЗК; Э32Г18-34К;
Э32Г18-35К).
В ЭГШП вращательного движения (типа Э32Г18-2) электриче-
ские управляющие импульсы поступают на ШД (рис. 6.42). Вра-
щение его выходного вала передается на гайку 7, зафиксирован-
ную от осевого смещения. В зависимости от направления враще-
ния гайки винт 2, связанный с золотником РДР, перемещается
Рис. 6.42. Схема электрогидравлического шагового привода вращательного
движения типа Э32Г18-2
522
влево или вправо и сдвигает золотник относительно его среднего
положения. Масло под давлением поступает в рабочие полости
ГМ так, что направление вращения выходного вала ГМ совпадаете
направлением вращения вала ШД.
Винт 2 своим вторым концом связан с валом ГМ через шлице-
вую муфту 3. Поэтому при вращении этого вала винт вворачивает-
ся в гайку или выворачивается из нее, перемещаясь вдоль оси по
направлению к нейтральному положению РДР.
Если вал ШД повернется на какой -нибудь угол и остановится,
то вал ГМ повернется на такой же угол. Если вал ШД будет вра-
щаться с постоянной угловой скоростью, то вам ГМ будет вра-
щаться с такой же частотой, но с некоторым отставанием по углу
(рассогласованием по положению). После остановки вала ШД,
вал ГМ догонит и остановится в том же угловом положении с точ-
ностью менее одного импульса.
Крутящий момент на выходном валу ГМ в 100 и более раз пре-
вышает момент на валу ШД, поэтому элементы привода, за исклю-
чением задающего ШД, представляют собой гидравлический уси-
литель крутящих моментов (УСМ), выполненный в виде следяще-
го гидропривода вращательного (ротационного) движения с меха-
нической обратной связью. В ЭГШП задающим устройством
является винтовая передача, включающая гайку 1 и винт 2. Обрат-
ная связь по положению выходного вала ГМ выполнена от этого
вала через шлицевую муфту 3. РДР имеет электромеханическое
управление без промежуточного гидроуправления.
В станках и ПР часто требуется выполнять поступательное пе-
ремещение РО, а при использовании приводов вращательного
движения приходится применять сложные в изготовлении сило-
вые шарико-винтовые передачи или менее точные зубчато-рееч-
ные передачи. ЭГП поступательного движения позволяют в этих
случаях упростить кинематику приводов подач и соответственно
уменьшить их размеры^ вес, стоимость, а также повысить надеж-
ность работы.
В линейном электрогидравлическом шаговом приводе
(ЛЭГШП) типа Г28-2 узел управления полностью унифицирован с
приводом вращательного движения. Электрические управляющие
импульсы подаются на ШД (рис. 6.43). Поворот вала ШД через
гайку 1 и винт 2 вызывает смещение золотника РДР. Масло под
давлением поступает в рабочие полости гидроцилиндра Ц, его
поршень и шток перемещаются. Гайка 8 с трехзаходной несамо-
тормозящей трапецеидальной резьбой закреплена на поршне.
34*
523
Рис. 6.43. Схема линейного электрогидравлического шагового привода
типа Г28-2
При работе привода шток соединен с РО (не показан) и удер-
живается от проворота, поэтому при движении поршня гайка <?пе-
ремещается только вдоль оси и вызывает вращение винта 7, кото-
рый установлен на подшипниках в крышке Ц. От винта 7 враще-
ние передается через шестерни 6, 5, 4 и шлицевую муфту 3 винту 2.
Винт вворачивается в гайку 7 или выворачивается из нее, смещает
золотник РДР в сторону среднего положения.
Таким образом, осуществляется обратная связь по положению
внутри следящего гидравлического привода между поворотом гай-
ки 7 (вход) и перемещением штока Ц(выход). После отработки за-
данной программы вал ШД останавливается, шток /(«отрабатыва-
ет» рассогласование, золотник РДР приходит в среднее положение
и шток Ц останавливается в определенном положении.
Если под действием внешней нагрузки шток будет стремиться
сместиться из этого положения, то через обратную связь это при-
ведет к перемещению золотника. Это, в свою очередь, вызывает
появление на поршне дополнительного гидравлического усилия,
направленного в сторону, противоположную смещению штока,
т. е. на удержание штока в заданном положении.
Дискретность перемещения штока (цена импульса) зависит от
соотношения шага передачи сравнивающего устройства «гайка
7 — винт 3>, шага (при многозаходной резьбе — хода) винтовой
передачи обратной связи «гайка 8 — винт 7» и передаточного от-
ношения зубчатой передачи в обратной связи. В серийных
ЛЭГШП типа Г-28-2 при угловом шаге ШД в 1,5° дискретность пе-
ремещения штока в зависимости от комбинации шестерен 4—6 со-
ставляет 0,05 или 0,1 мм.
524
Рис. 6.44. ЛЭГШП типа Г28-2
Рассмотрим конструкцию ЛЭГШП типа Г28-2 (рис. 6.44). За-
дающий ШД 1 соединяется с входным валиком РДР и гайкой 246-
рез поводковую муфту. Гайка установлена в радиально-упорных
подшипниках и зафиксирована от осевого смещения. Резьба на
винте 3 и в гайке 2 выполнена с высокой точностью, обеспечиваю-
щей осевой зазор в этой передаче не более 0,01 мм. Винт 3 проходит
внутри золотника 4и связан с ним через упорные подшипники 7.
Осевой зазор между винтом и золотником выбирается за счет
усилия пружины. В корпусе 5 РДР запрессована втулка 6. В ней
выполнены расточка и радиальные каналы, предназначенные для
прохода масла. Золотник 4 и втулка 6 изготовлены из закаленной
стали, их взаимно сопряженные рабочие поверхности выполнены
с высокой точностью. На правом конце винта 3 расположена втул-
ка 8с внутренними шлицами. Через них она соединяет винт с ва-
ликом 10, установленным на подшипниках в корпусе 9. На валике
жестко закреплена шестерня 11. Промежуточная шестерня 72сво-
бодно вращается на опоре. Шестерня 13 жестко закреплена на
винте обратной связи 16.
Смещением опоры промежуточной шестерни 72 выбирают за-
зоры в зубчатой передаче. Винт 16 смонтирован на радиаль-
но-упорных подшипниках в корпусе 9 и не имеет осевого зазора за
525
счет предварительной затяжки подшипников. Гайка 14 с трехза-
ходной резьбой изготовлена из двух полугаек с прокладкой между
ними. Путем пригонки прокладки по толщине до минимума
уменьшают осевой зазор в несамотормозящей винтовой передаче
обратной связи. Винт 16 входит внутрь полого штока 17, который
жестко соединен с поршнем 75.
Каналы для подсоединения привода к гидросистеме выполне-
ны в корпусе 5 РДР (не показаны). Канал подвода соединяется со
средней проточкой втулки 6, канал слива — с двумя крайними
проточками, а две средние проточки через каналы в корпусах 5и 9
и трубу между корпусом 9и передней крышкой цилиндра соединя-
ются с полостями цилиндра.
Приводы изготавливают с несколькими вариантами крепле-
ния: фланцевого, на цапфах или лапах. Валик /Ожестко связан че-
рез механизм обратной связи с перемещением штока. Благодаря
этому к валику можно присоединять при необходимости электри-
ческие датчики положения или скорости движения выходного зве-
на (штока) привода.
В ПР с ЧПУ грузоподъемностью свыше 40 кг для обслужива-
ния станков ЭГП являются основным типом привода. В ПР пор-
тального типа, служащих для группового обслуживания станков
по одной из координат, требуется обеспечить перемещение карет-
ки длиной до 18 м, точность позиционирования в несколько деся-
тых долей миллиметра при максимальной скорости перемещения
1,2 м/с.
Для перемещения каретки используют приводы вращательно-
го движения в сочетании с зубчато-реечной передачей. При боль-
шой длине рейки задача выбора зазора в передаче является труд-
ной. Для ее решения был разработан ЭГШП с двумя ГМ, работаю-
щими навстречу друг другу.
В этом случае реализовано еще одно важное преимущество
гидравлического привода по сравнению с электрическим — гид-
равлические исполнительные двигатели всех типов могут работать
на упоре (при ограничении движения выходного звена) без огра-
ничения времени. При этом ГМ только создает усилие или крутя-
щий момент на неподвижном выходном звене без какого-либо пе-
регрева или поломки. Кроме того, выходное звено такого ГМ мо-
жет перемещаться в обратную сторону под действием усилий, пре-
восходящих его собственные.
Привод смонтирован на подвижной каретке 9 ПР, а рейка
8 — на неподвижной части — портале 10 (рис. 6.45). При непод-
вижном валике 1 ШД золотник 3 устанавливается в нейтральное
526
Рис. 6.45. Схема ЭГШП типа Э32Г28-2 с выборкой зазора и зубчато-рееч-
ной передачей
(нулевое) положение, при котором давления, подводимые в рабо-
чие полости ГМ 4 и 6, равны по величине. Противоположные по-
лости обоих ГМ соединены со сливом.
ГМ имеют одинаковый рабочий объем, поэтому развиваемые
на их валах и соответственно шестернях 5 и 7 крутящие моменты
равны по величине и направлены в противоположные стороны.
При этом каретка 9 неподвижна. Вал ГМ 4 механически связан с
винтом сравнивающего устройства (СУ) 2 и соответственно с зо-
лотником РДР.
Таким образом, выполняется механическая обратная связь и
каретка удерживается в заданном положении в следящем режиме.
При подаче управляющих импульсов на ШД гайка СУ поворачи-
вается, золотник РДР 3 смещается. При этом давление в рабочей
полости одного из ГМ повышается, а другого — уменьшается и со-
ответственно нарушается равновесие сил на шестернях 5 и 7. Ка-
ретка 9перемещается в заданном направлении и с заданной скоро-
стью.
Так как крутящие моменты двух ГМ всегда направлены в про-
тивоположные стороны, то зазоры в зубчато-реечных передачах
постоянно «выбираются». Это исключает механические удары в
передачах, повышает их долговечность и точность позициониро-
вания каретки, а также повышает плавность разгона и торможения
каретки.
527
При рассмотрении работы следящих гидравлических приводов
рассмотренных типов отмечалась общая особенность — рассогла-
сование и связанное с ним открытие рабочих щелей РДР, плавно
увеличивающееся при нарастании заданной скорости движения
РО. После прекращения подачи управляющих сигналов (или пе-
ремещения щупа) осуществляется окончательное позиционирова-
ние РО, и при этом рабочие щели РДР плавно прикрываются, даже
при резком прекращении сигнала на входе. Это свойство следя-
щих гидроприводов автоматически плавно затормаживать РО при
позиционировании также использовано в конструкциях ПР боль-
шой грузоподъемности.
Электрогидравлический поворотный следящий привод типа СП
служит для выполнения поворотных движений механизмов про-
мышленных роботов, станков, прессов и других машин различно-
го технологического назначения по программе, поступающей на
привод в виде электрических сигналов от задающего устройства. В
состав привода входят поворотный ГМ; РДР типа УГЭ8; регули-
руемый дроссель; предохранительные клапаны; переходные пли-
ты и редуктор с датчиками обратной связи.
Величина скорости вращения выходного вала и его направле-
ние определяются величиной и полярностью электрического сиг-
нала, поступающего на обмотку управления РДР.
Функции гидропривода при выполнении вспомогательных
движений в станках расширяются. Так, в приводах главного дви-
жения токарных станков с ЧПУ гидропривод используют для авто-
матического регулирования величины натяжения ременных пере-
дач и переключения диапазонов скоростей в шпиндельной бабке.
В сверлильно-фрезерно-расточных обрабатывающих центрах гид-
ропривод применяют для перемещения и зажима спутников с за-
готовками, в механизмах перемещения измерительных щуповых
головок; фиксации корпусов расточных головок с поднастройкой
размера инструмента и др.
Контрольные вопросы
1. В чем заключается служебное назначение следящих гидро- и пневмо-
систем?
2. Как работает регулируемый дросселирующий распределитель (РДР)?
3. В чем заключается погрешность слежения?
4. Объясните назначение гидравлических усилителей мощности. Как
классифицируются гидроусилители?
5. Как работает гидроусилитель без обратной связи?
6. Как работает гидроусилитель с кинематической обратной связью?
528
7. Как работает гидроусилитель с гидромеханической обратной связью?
8. Как функционирует гидроусилитель с силовой обратной связью?
9. Объясните конструкцию и принцип работы электрогидравлического
усилителя мощности без обратной связи по положению и с этой связью.
10. Как работает электрогидравлический усилитель мощности с обрат-
ной связью по расходу?
11. Как работает электрогидравлический усилитель мощности с обрат-
ной связью по давлению нагрузки?
12. Из каких элементов состоит следящий привод копировальных стан-
ков?
13. В чем заключается принцип работы гидравлической копировальной
системы?
14. Объясните принцип работы следящего золотника.
15. Какработает однокоординатный следящий гидравлический привод?
16. Как работает пневмогидравлическая копировальная система?
17. Объясните принцип работы электрогидравлического следящего при-
вода.
18. Объясните принцип работы шагового электрогидропривода.
19. Как работает аксиально-поршневой гидравлический мотор?
ЛИТЕРАТУРА
1. Андреев Г.Н., Новиков В.Ю., Схиртладзе А.Г. Проектирование техно-
логической оснастки машиностроительного производства. М.: Высшая шко-
ла, 1999. 415 с.
2. Барун В.А., Будинский А.А. Автоматическое управление металлорежу-
щих станков. М.: Машиностроение, 1960. 295 с.
3. Башта Т.М. Машиностроительная гидравлика: Справочное посо-
бие. М.: Машиностроение, 1971.672 с.
4. Башта Т.М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросис-
тем. М.: Машиностроение, 1974. 606 с.
5. Башта Т.М. Гидропривод и гидропневмоавтоматика: М.: Машино-
строение, 1972. 320 с.
6. Бирюков Б.Н. Гидравлическое оборудование металлорежущих стан-
ков. М.: Машиностроение, 1979. 112 с.
7. Брон Л.С., Тартаковский Ж.Э. Гидравлический привод агрегатных
станков и автоматических линий. М.: Машиностроение, 1974. 328 с.
8. Will D., Strohl Н. Einfuhrung in die Hydraulik und Pneumatik. Veb Verlag
Technik Berlin, 1981. 408 s.
9. Герц E.B., Крейнин Г.В. Расчет пневмоприводов. М.: Машинострое-
ние, 1975. 272 с.
10. Гидравлика и гидропривод/Н.С. Гудилин, Е.М. Кривенко, Б.С. Ма-
ховиков и др. Под ред. И.Л. Пастоева. М.: МГГУ, 1996. 520 с.
11. Комаров А.А., Сапожников В.М. Трубопроводы и соединения для
гидросистем. М.: Машиностроение, 1967. 232 с.
12. Кузнецов В.Г. Приводы станков с программным управлением. М.:
Машиностроение, 1983. 248 с.
13. Кузнецов Ю.И. Технологическая оснастка к станкам с программным
управлением. М.: Машиностроение, 1976. 224 с.
14. Лещенко В.А. Гидравлические следящие привады станков с про-
граммным управлением. М.: Машиностроение, 1975. 288 с.
15. Очистка рабочей жидкости в гидроприводах металлообрабатываю-
щего оборудования. Методические рекомендации. М.: НИИМАШ, 1982.
56 с.
16. Пневматические устройства и системы в машиностроении: Справоч-
ник/Е.В. Герц, А.И. Кудрявцев, О.В. Ложкин и др. Под. ред. Е.В. Герц. М.:
Машиностроение, 1981.408 с.
17. Столбов Л.С. и др. Основы гидравлики и гидропривод станков. М.:
Машиностроение, 1988. 256 с.
18. Схиртладзе А.Г., Новиков В.Ю. Станочные приспособления. М.:
Высшая школа, 2001. 110 с.
19. Схиртладзе А.Г. Технологическая оснастка машиностроительных
производств. М.: Станкин, 1999. 1200 с.
530
20. Сырицын Т.А. Эксплуатация и надежность гидро- и пневмоприво-
дов. М.: Машиностроение. 1900. 248 с.
21. Трифонов О.Н., Иванов В.И., Трифонова Г.О. Приводы автоматизи-
рованного оборудования. М.: Машиностроение, 1991. 336 с.
22. Чернов Н.Н. Металлорежущие станки. М.: Машиностроение, 1988.
416 с.
23. Чупраков Ю.И. Гидропривод и средства гидропневмоавтомати-
ки. М.: Машиностроение, 1979. 232 с.
24. Штинская Н.И., Кузнецов Н.А. Топливо, масла и технические жидко-
сти. Справочник. М.: Агропромиздат, 1989. 304 с.
25. Штеренлихт Д.В. Гидравлика. М.: Энергоатомиздат, 1991. 351 с.
ОГЛАВЛЕНИЕ
ВВЕДЕНИЕ.......................................................... 3
Глава 1. ФИЗИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ФУНКЦИОНИРОВАНИЯ................... 7
1.1. Рабочие жидкости гидроприводов........................... 7
1.1.1. Жидкости. Гипотеза сплошности. Плотность жидкости. . 7
1.1.2. Свойства жидкости.................................. 9
1.1.3. Требования к рабочим жидкостям.................... 19
1.2. Физические свойства газов............................... 26
1.2.1. Вязкость газов.................................... 26
1.2.2. Процессы сжатия и расширения газов............... 27
1.2.3. Влажность воздуха................................. 31
1.3. Гидростатика............................................ 32
1.3.1. Гидростатическое давление и его свойства.......... 32
1.3.2. Основное уравнение гидростатики................... 35
1.3.3. Поверхность равного давления. Свободная поверхность . 37
1.3.4. Полное и манометрическое давление. Вакуум......... 38
1.3.5. Геометрическая и физическая интерпретация основного
уравнения гидростатики.................................... 39
1.3.6. Приборы для измерения гидростатического давления . . 43
1.3.7. Закон сообщающихся сосудов........................ 45
1.3.8. Закон Паскаля. Гидравлический пресс............... 46
1.4. Гидродинамика........................................... 48
1.4.1. Виды движения жидкости............................ 49
1.4.2. Линия тока и элементарная струйка................. 50
1.4.3. Гидравлические характеристики потока. Расход и средняя
скорость.................................................. 52
1.4.4. Уравнение неразрывности для элементарной струйки и по-
тока жидкости при установившемся движении............. 54
1.4.5. Уравнение Бернулли для элементарной струйки идеальной
(невязкой) жидкости....................................... 56
1.4.6. Интерпретация уравнения Бернулли для установившегося
движения.................................................. 57
1.4.7. Уравнение Бернулли для элементарной струйки реальной
(вязкой) жидкости......................................... 60
1.4.8. Уравнение Бернулли для потока реальной жидкости при
плавно изменяющемся движении.............................. 60
1.4.9. Виды гидравлических сопротивлений и потерь напора. Экс-
периментальное определение потерь напора.................. 63
1.4.10. Общие формулы для определения потерь напора. ... 65
1.4.11. Формулы для определения средней скорости и расхода при
равномерном движении жидкости............................. 66
1.4.12. Ламинарный и турбулентный режимы движения жидкости 67
1.4.13. Число Рейнольдса................................. 70
1.4.14. Понятие о гидравлически гладких и шероховатых трубах. . 71
532
1.4.15. Местные потери напора......................... 73
1.4.16. Коэффициент сопротивления системы............. 81
Глава 2. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ И ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ . . 85
2.1. Структура приводов и систем автоматического управления . . 85
2.2. Энергообеспечивающая подсистема..................... 94
2.2.1. Источники энергии гидроприводов....................... 94
2.2.2. Насосные станции..................................... 136
2.2.3. Трубопроводы гидравлических систем................... 153
2.2.4. Подготовка сжатого воздуха........................... 162
2.3. Исполнительная подсистема................................. 171
2.3.1. Классификация исполнительных двигателей.............. 171
2.3.2. Типы, конструкции и принцип действия гидравлических ис-
полнительных двигателей................................. 171
2.3.3. Типы, конструкции и принцип действия пневматических ис- 191
полнительных двигателей....................... .
2.3.4. Расчет пневмоцилиндров............................... 200
2.4. Направляющая и регулирующая подсистема.................... 203
2.4.1. Регулирующая аппаратура гидравлических систем .... 203
2.4.2. Направляющая аппаратура гидравлических систем .... 221
2.4.3. Регулирующая и направляющая аппаратура пневмосистем . 233
2.4.4. Регулирование скорости двигателей.................... 241
2.4.5. Реализация схем приводов............................. 246
2.5. Информационная подсистема................................. 257
2.5.1. Аппаратура информационной подсистемы................. 257
2.5.2. Путевые и конечные переключатели..................... 265
2.5.3. Управление приводом по положению..................... 268
2.6. Логико-вычислительная подсистема.......................... 270
2.6.1. Общие понятия........................................ 270
2.6.2. Входные устройства................................... 272
2.6.3. Устройства обработки информации...................... 279
2.6.4. Выходные устройства.................................. 293
Глава 3. ЭКСПЛУАТАЦИЯ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ И ПНЕВМАТИЧЕ- 295
СКИХ ПРИВОДОВ................................................
3.1. Общие понятия................................... 295
3.2. Характерные неисправности гидравлических приводов.... 297
3.3. Методика поиска неисправностей.................. 303
3.4. Диагностика гидравлических и пневматических приводов . . . 306
3.5. Ремонт гидравлических и пневматических приводов...... 308
3.6. Монтаж и наладка гидравлических и пневматических систем. 311
3.7. Основные правила эксплуатации гидравлических и пневматиче-
ских приводов............................................... 314
Глава 4. ГИДРО- И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО
ОБОРУДОВАНИЯ....................................................... 316
4.1. Системы смазки............................................ 316
4.1.1. Смазочные материалы.................................. 316
4.1.2. Смазочно-охлаждающие жидкости (СОЖ).................. 325
4.1.3. Режим смазывания..................................... 328
4.1.4. Смазываниедеталейиузловтехнологическогооборудования 332
533
4.2. Системы и устройства смазки.......................... 356
4.2.1. Развитие смазочной техники...................... 357
4.2.2. Назначение, классификация смазочных систем.... 358
4.2.3. Устройство и принцип действия систем смазывания . . 360
4.2.4. Уплотнения устройств смазки..................... 379
4.2.5. Выбор и проектирование систем смазывания оборудования 386
4.2.6. Системы смазывания оборудования................. 387
Глава 5. КОМБИНИРОВАННЫЕ ПРИВОДЫ.............................. 404
5.1. Пневмогидравлические приводы......................... 404
5.2. Насосно-аккумуляторные приводы....................... 446
5.3. Электрогидравлические приводы........................ 452
5.4. Гидромеханические приводы............................ 455
5.5. Пневмоэлектрические приводы.......................... 457
Глава 6. СЛЕДЯЩИЕ ГИДРО- И ПНЕВМОСИСТЕМЫ...................... 462
6.1. Основные понятия следящего привода................... 463
6.2. Гидравлические усилители мощности.................... 469
6.3. Следящие приводы копировальных станков............... 483
6.4. Гидравлические следящие приводы...................... 485
6.5. Виды гидрокопировальных приводов..................... 488
6.6. Пневмогидравлические копировальные системы........... 499
6.7. Электрогидравлические следящие приводы............... 500
6.8. Шаговые электрогидроприводы.......................... 519
ЛИТЕРАТУРА.................................................... 530
Учебное издание
Схиртладзе Александр Георгиевич
Иванов Витольд Ильич
Кареев Валерий Николаевич
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ И ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ
Редактор В.А. Козлов
Художник А.Ю. Войткевич
Технический редактор М.М. Яровицкая
Компьютерная верстка С.И. Луговая
Корректор Т.Н. Виталева
Лицензия ИД № 06236 от 09.11.01.
Изд. № РЕНТ-238. Подп. в печать 26.12.05. Формат 60 х 88'/16-
Бум. офсетная. Гарнитура «Ньютон». Печать офсетная.
Объем 32,83 усл. печ. л., 33,33 усл. кр.-отт.
Тираж 3000 экз. Зак. № 5845.
ФГУП «Издательство «Высшая школа»,
127994, Москва, ГСП-4, Неглинная ул., 29/14.
Тел.: (095) 200-04-56
http://www.vshkola.ru E-mail: info_vshkola@mail.ru
Отдел реализации: (095) 200-07-69, 200-31-47, факс: (095) 200-34-86.
E-mail: sales_vshkola@mail.ru
Отпечатано в ОАО ордена «Знак Почета»
Смоленская областная типография им. В.И. Смирнова.
214000, г. Смоленск, пр-т им. Ю. Гагарина, 2.
Издательство
«Высшая школа»
Адрес издательства:
Отдел реализации:
127994, г. Москва, ул. Неглинная, 29/14
тел.: (095) 200-04-56
E-mail: info_vshkola@mail.ru
тел.: (095) 200-59-39, 200-31-47
факс: (095) 200-03-01, 200-34-86
E-mail: sales_vshkola@mail.ru
Отдел «Книга-почтой» тел.: (095) 200-34-86
E-mail: sales_vshkola@mail.ru
Отдел рекламы: теп.: (095) 200-34-91
факс: (095) 200-03-01, 200-34-86
E-mail: reklama_vshkola@mail.ru
Телефон магазина:
тел.: (095) 200-30-14
Схема проезда
Проезд
до станции м. «Цветной бульвар», «Пушкинская»,
«Тверская»,«Кузнецкий мост»
Вход в издательство со стороны Петровского бульвара.
Мы будем рады видеть Вас!
Серия: Технология, оборудование
и автоматизация
машиностроительных производств
Редакционная коллегия:
Член-корреспондент РАН Ю.М. Соломенцев —
председатель
профессор А.Г. Схиртладзе —
зам. председателя
профессор профессор профессор профессор профессор профессор В.В. Бушуев Н.В. Волков В.А. Гречишников А.А. Кутин В.Г. Митрофанов В.Л. Сосонкин Н.М. Тищенко