ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВ
О ПО ОБРАЗОВАНИЮ
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
Тихоокеанский государственный университет
кафедра "Транспортно
-
технологические системы в строительстве и горном деле "
Г.Г.
Воскресенский
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СИСТЕ
МЫ УПРАВЛЕНИЯ МАШНАМ
И
Курс лекций
Для студентов специальности СДМ
Хабаровск, ТОГУ
–
ЦДОТ
2010

Глава 1. ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ГИДРОПРИВОДА
1.1. Общие сведения о гидроприводе
Гидропривод
ом
называют совокупность гидравлических механиз
мов, предназначенных
для приведения в движение механизмов и машин
посредством рабочей жидкости под
давлением.
Гидроприводы состоят из гидропередачи, устройств управления, вспомогательных
устройств и гидролини
й и могут быть двух типов: гид
родинамические и объемные.
Основой
гидродинамического
привода
служит гидро
динамическая передача,
состоящая из лопастного насоса и гидротурбины. Рабочее колесо лопастного насоса
соединено с валом приводящего двига
теля, а раб
очее колесо гидротурбины
-
с ведомым валом
гидропередачи и через него с приводимыми в движение рабочими органами машин. В гид
-
родинамических передачах преобразование и передача энергии от насоса к гидротурбине
происходят
в
результате силового взаимодействи
я потока
жидкости с рабочими колесами
гидромашин. В этих гидропередачах ки
нематические и нагрузочные показатели режима
работы привода взаимо
связаны и не могут рассматриваться раздельно: при увеличении
нагрузки
на ведомом валу автоматически уменьшается ск
орость вращения этого
вала (при
постоянной частоте вращения вала приводящего двигателя) и
наоборот.
В лесной промышленности гидродинамические приводы (гидро
трансформаторы и
гидромуфты) применяют
в
некоторых транспортных
машинах. Эти гидропередачи
рассматр
иваются
в
специальных разделах
курса «Колесные и гусеничные машины».
Гидропривод, в состав которого входит гидравлический механизм, в
котором рабочая
жидкость находится под давлением, с одним или более
объемными гидродвигателями,
называется
объемным.
Основ
ой объем
ного гидропривода является объемная
гидропередача. В этой гидропереда
че механическая энергия приводящего двигателя
объемным насосом пре
образуется в основном
в
потенциальную энергию давления, которая
рабо
чей жидкостью передается объемному гидрод
вигателю и реализуется в ви
де работы,
совершаемой выходным звеном этого гидродвигателя. В объ
емных гидропередачах
кинематические и нагрузочные показатели режима работы гидродвигателя могут
рассматриваться раздельно: кинематическая связь между насосом и г
идродвигателем
обеспечивается герметичностью системы и практической несжимаемостью рабочей жидкости,
а давление,
развиваемое насосом, зависит от преодолеваемой нагрузки.
В гидравлическом приводе машин лесной промышленности, как и
во
многих машинах
других о
траслей промышленности и сельского хозяйства, применение получили
объемные
гидроприводы.
Это объясняет
ся прежде всего тем, что в объемных гидроприводах на
выходном звене
гидродвигателей можно развивать значительные усилия или крутящие мо
-
менты. Структурн
ая схема объемного гидропривода приведена на рис. 1.
Объемная гидропередача
-
часть насосного гидропривода для пере
дачи движения от
приводящего двигателя к звеньям машины (гидропривод
объемный и пневмопривод, термины
и определения, ГОСТ 17752
-
81). Со
стои
т из
объемного
насоса
(преобразователя
механической энергии приводящего двигателя в энергию потока рабочей жидкости) и
объем
ного
гидродвигателя
(преобразователя энергии потока рабочей жидкости в
механическую энергию выходного звена у двигателя).
В состав
гидропередачи могут входить также
гидропреобра
зователи
-
объемные
гидромашины, предназначенные для преобразо
вания энергии одного потока рабочей
жидкости в энергию другого потока
с изменением численного значения давления.
В объемные гидроприводы с огранич
енным временем действия вме
сто насосов могут
входить предварительно заряженные
гидроакку
муляторы
-
гидроемкости,
предназначенные для аккумулирования и
возврата энергии рабочей жидкости, находящейся
под давлением.
В цеховых условиях объемные гидродвигател
и могут приводиться
в
работу потоком
жидкости, поступающей от
гидромагистрали,
не
входящей в состав объемного
гидропривода конкретной машины или ме
ханизма.
Устройства управления
предназначены для управления потоком
или другими
устройствами гидропривода. П
ри этом под управлением по
током понимается изменение или

поддержание на определенном уровне давления и расхода в гидросистеме, а также изменение
направления дви
жения потока рабочей жидкости. К устройствам управления относятся:
гидрораспределители,
служащ
ие для изменения направле
ния движения потока
рабочей жидкости и обеспечения требуемой после
довательности включения в работу
гидродвигателей;
гидроклапаны
давления
(напорный, редукционный и дру
гие клапаны),
предназначенные для регулирования давления рабо
чей жид
кости в гидросистеме;
гидроаппараты
управления
расходом
(синхрониза
торы расходов, дроссели и
регуляторы расхода, направляющие клапаны), при помощи которых изменяют параметры
потока рабочей жидкости;
гидравлические
усилители,
предназначенные для уп
рав
ления работой насосов,
гидродвигателей или других устройств управления
посредством рабочей жидкости с
одновременным усилением мощности сигнала управления за счет внешнего источника
питания.
Вспомогательные устройства
обеспечивают надежную работу
други
х элементов
гидропривода. К ним относятся:
кондиционеры
рабочей жидкости (фильтры,
теплообменные аппараты и воздухоспускные
устройства);
уплотнители,
обеспечивающие герметизацию гидросис
темы
гидравлические
реле
давления;
гидроемкости
(гид
-
ообаки и гидроак
кумуляторы рабочей жидкости) и др. Состав
вспомога
тельных устройств для каждого конкретного случая определяется назначе
нием
гидропривода и условиями, в которых он эксплуатируется.
Гидролинии
предназначены для движения рабочей жидкости или
передачи давлен
ия от
одного элемента к другому. Гидролиниями все эле
менты объемного гидропривода
объединяются в единую
гидросисте
му. В зависимости от своего назначения отдельные
участки гидролинии
подразделяют на всасывающие, напорные, сливные, дренажные и
гидро
линии
управления.
1.2. Классификация и принцип работы гидроприводов*
Наименование гидропривода определяется гидравлической
передачей.
В зависимости от вида входящих в состав гидропередачи насосов и
гидродвигателей,
способа циркуляции рабочей жидкости
и типа двигателя,
приводящего в работу насос,
гидроприводы классифицируют следующим
образом.
По характеру движения выходного звена гидродвигателя:

гидропривод
вращательного
движения (рис. 2, а),
когда в
качестве
гидродвигателя
применен гидромотор, у котор
ого вы
ходное звено (вал или корпус)
совершает неограниченное вращательное
движение;
гидропривод
возвратно
-
поступательного
дви
жения
(рис 2,
б, в),
у которого в качестве гидродвигателя применен
гидроцилиндр
-
двигатель с ограниченным возвратно
-
поступательн
ым
движением выходного звена (штока поршня, плунжера, корпуса гидроци
линдра);
'
.
гидропривод
поворотного
движения
(рис. 2, г), когда
в качестве
гидродвигателя применен поворотный гидродвигатель, у кото
рого выходное звено (вал
или корпус) совершает ог
раниченное возвратно
-
поворотное движение на угол,
меньший 360 .
По наличию управления (по возможности регулирования):
гидропривод
без
управления
(нерегулируемый), в кото
ром в процессе его
эксплуатации скорость движения выходного звена гид
родвигателя изм
енить нельзя (см.
рис. 2,
в);
гидропривод
с
управлением
(регулируемый), в котором скорость движения
выходного звена гидродвигателя можно изменять в процессе эксплуатации гидропривода.
При этом в зависимости от вида управляющего устройства гидроприво
д с управлением
может быть с м а
-
шинным (объемным) (см. рис.
2, а),
с д р о с с е л ь н ы м (см. рис. 2
б,
г)
и с
машинно
-
дроссельным
управлением, а также с
управле
нием
приводящим
двигателем.
При машинном управлении изменение скорости движения
выходн
ого звена гидродвигателя произво
дится регулируемыми насосом или
гидромотором, или обеими
объемными гидромашинами;
при дроссельном управлении
-
регулирующими гидроап
-
паратами; при машинно
-
дроссельном
-
регулирующими
гидроаппаратами и
объемными гидромашинам
и,
а при управлении
приводящим двигате
лем
-
изменением частоты
вращения двигателя,
приводящего в работу на
сос.
По виду управления
гидроприводы с управлением
могут быть с
ручным
и
автоматическим
управлением.
В
гидроприво
дах с ручным
управлением
изменение
скорости движения
выходного звена
гидродвигателя производится
при помощи устройств,
управляемых вруч
ную, а в
гидроприводах с
автоматическим управлением
-
автоматически.
По
циркуляции рабочей
жидкости:
гидропривод
с
замкнутой
циркуляцией,
в котором
рабочая жидкость от
гидродвигателя поступает во
всасывающую гидроли
нию
насоса (см. рис. 2,
а).
Гидропривод с замкнутым
потоком компактен, имеет
небольшой вес и допускает
большую скорость вращения

ротора на
соса без опасности возникновения кавита
ции, поскольку в такой системе во
всасывающей линии давление всегда превышает атмосферное. Недоста
ток систем с
замкнутым потоком
-
плохие условия для охлаждения рабо
чей жидкости. Кроме того, при
замене или ремонте гидроаппаратуры нуж
но предварительно сп
ускать из гидросистемы
всю рабочую жидкость;
* В книге рассматриваются только объемные гидроприводы. Поэтому в |Ш>Ш кратко
сти изложения из названий «объемный гидропривод»,
«объемная гидропередача», «объемный насос»,
«объемный гидродвигатель» и т. д. первое
слово опускается.
гидропривод
с
разомкнутым
потоком,
в котором ра
бочая жидкость от
гидродвигателя поступает в гидробак (см. рис. 2,
б, в, г).
Достоинство такой схемы
-
хорошие условия для охлаждения и очистки рабочей жидкости. Однако такие
гидроприводы г
ромоздки и имеют боль
шой вес, а скорость вращения ротора насоса
ограничивается допускаемы
ми (из условий бескавитационной работы насоса)
скоростями движения рабочей жидкости во всасывающем трубопроводе.
При работе гидропривода может потребоваться регулиро
вание ско
рости выходного
звена гидродвигателя. На рис. 2,
а
для этой цели приме
нено машинное управление насосом
1,
которым можно изменять подачу, а
следовательно, и расход нерегулируемого гидромотора.
Благодаря этому
изменяется и скорость движения выходн
ого звена гидродвигателя. Ма
-
шинное управление возможно и за счет применения регулируемого гидро
мотора. Машинное
управление наиболее экономично, хотя стоимость ре
гулируемых насосов и гидромоторов
выше, а конструкция и эксплуатация
их сложнее, чем нерегул
ируемых.
При дроссельном управлении в гидросистеме установлены нерегу
лируемые насосы и
гидродвигатели, а изменение скорости движения вы
ходного звена гидродвигателя
достигается изменением расхода рабочей жидкости через дроссель
10.
При дроссельном
управле
нии поток рабочей жидкости, поступающий от насоса, делится на два: одна часть,
ограничен
ная дросселем, поступает к гидродвигателю для совершения полезной ра
боты, а
другая сливается в гидробак через переливной клапан
26.
Энергия второй части потока
полезн
о не используется и преобразуется в тепловую
энергию, вызывая нагрев рабочей
жидкости и гидроустройств. Таким обра
зом, дроссельное управление менее выгодно, чем
машинное. Если при дроссельном управлении скорость движения выходного звена
регулирует
ся толь
ко в одном направлении, в гидросистеме установлен один дроссель
(см.
рис. 2, б), если в обоих
-
два дросселя (см. рис. 2,
г).
Обратные клапа
ны
7
в этих схемах
блокируют поток рабочей жидкости в одном направле
нии и пропускают в другом.
Если при эксплуатац
ии гидроприводов скорость выходного звена гидродвигателя
изменять не требуется, применяют нерегулируемый гид
ропривод (см. рис. 2,
в).
В таком
гидроприводе нет гидроаппаратуры для
регулирования расхода, и применены
нерегулируемые насосы и гидродви
гатели.
Давление, развиваемое насосом, зависит от преодолеваемой гидро
двигателями нагрузки
(Р
или
М
кр
)
и от сопротивления гидросистемы. В гидроприводах с машинным управлением
скорости (см. рис. 2,
а)
и в нере
гулируемых гидроприводах (рис. 2,
в)
изменение нагрузк
и или
изменение
расхода в гидросистеме вызывают соответствующие изменения давления и
мощности насосов. При этом при
Р
= 0 или
М
кр
= 0 насосы развивают ми
нимальное давление и
потребляют минимальную мощность, расходуемую только на преодоление гидравлических
и
механических сопротивлений. В
гидросистеме при
Р
= оо или
М
кр
=
∞
в системе установится
р
=
∞.
Для за
щиты гидропривода от чрезмерного повышения давления применены на
порные
клапаны
2а,
которые настраивают на максимально допустимое ра
бочее давление. Ес
ли по
какой
-
либо причине нагрузка на гидродвигателъ
или сопротивление гидросистемы возрастут
сверх установленных, в работу
включится напорный клапан, и весь поток рабочей жидкости
пойдет через
него, минуя гидродвигатель. Таким образом, в схемах на рис.
2,
а
напор
ные
клапаны выполняют функцию предохранительных.
В гидроприводах с дроссельным управлением скорости (см. рис. 2, б, г) часть
потока рабочей жидкости постоянно проходит через напорные клапа
ны
26,
которые в
этих схемах выполняют функцию переливных.
По этой причине давление насоса
определяется давлением настройки этих клапанов. Во время работы гидропривода это
давление остается практически посто
янным и не зависимым от преодолеваемой
гидродвигателем нагрузки и от сопротивления гидросистемы.
Контроль з
а давлением в гидросистеме и на отдельных ее участках осуществляется
манометрами
11.
Работа гидроагрегатов сопровождается утечками рабочей жидкости. В
гидросистемах с замкнутым потоком (см. рис. 2,
а)
утечки компенсиру
ются
специальным подпитывающим насосо
м
1а.
Давление в системе под
питки, а
следовательно, и во всасывающей линии основного насоса
1
при такой схеме
циркуляции рабочей жидкости регулируется клапаном
26.

Наконец, необходимо твердо усвоить, что основной принцип работы объемного
гидропривода закл
ючается в том, что давление, развиваемое на
сосом, определяется
величиной преодолеваемых гидродвигателем нагру
зок, а также механических и
гидравлических сопротивлений, а скорость движения выходного звена гидродвигателя
-
расходом рабочей жидкости через не
го.
Таким образом, в процессе эксплуатации машины, оборудованной гидроприводом,
причину изменения показания манометра следует искать в изменении сопротивления или
преодолеваемой нагрузки, а изменения ско
рости движения выходного звена
гидродвигатеяя
—
в из
менении расхода в гидросистеме, вызванного или изменением
расхода гидродвигателя и дросселя, или изменением подачи насоса.
1.3. Оценка гидропривода
Широкое распространение применения гидропривода объясняется тем, что он
обладает рядом преимуществ перед дру
гими видами приводов машин. Укажем основные
из них.
1.
Гидропривод допускает бесступенчатое регулирование скорости движения
выходного звена гидропередачи в широком диапазоне, что обес
печивает эффективность
работы машин лесной промышленности.
2.
Гидропривод имее
т небольшие габарит и массу, благодаря чему увеличивается
энерговооруженность в заданных габаритах лесных машин. Для иллюстрации этого в
табл. 1 приведены сравнительные данные неко
торых типов электродвигателей и
гидромоторов. Из таблицы видно, что масса н
а единицу развиваемой мощности и
габарит у гидромоторов значительно ниже, чем у электродвигателей (особенно при
малых и средних мощностях).
Благодаря меньшему моменту инерции вращающихся частей время разгона
t
вращения вала гидромоторов не превышает долей
секунды, в то время как время
разгона электродвигателей может быть на 1
-
2 порядка больше, чем у гидромоторов.
Таблица
1
Сравнение электро
-
и гидродвигателей
Асинхронные
электродвигатели
Аксиально
-
поршневые
Сравнивае
мые
показатели
А
02
-
А02
-
А02
-
МП 5
-
МП 5
-
МП5
-
Номинальный
кру
тящий
момент, Н
5
49
216
5,9
49
196
Эффективная
мощ
ность При
ή
1,2
6,65
20
0,6
5
20
Максимальная
час
тота
вращения,
об/мин
2860
1450
970
2400
1500
1000
Масс
а
общая/на
единицу
мощности,
18/15
88/13,
2
200/10
4,2/7,5
4,4/4,4
2,4/1,8
Момент
инерции, Н
-
с
2
-
0,011
0,23
2,0
0,0004
0,007
0,044
Габарит,
мм:
'длина
336
273
546
50
3
655
537
169
80
306
132
538
215
Для сравнения гидропри
вода с механическим приводом можно при
вести такой
пример. Два гидроцилиндра диаметром 150 мм, установленные на перегружателях П2
и П19, при рабочем давлении в гидросистеме 10 МПа развивают усилие около 400 кН.
При применении механического привода для созд
ания такого же усилия
потребовалось бы применить ле
бедку массой около 700 кг, что значительно
превышает массу гидроприво
да перегружателя.
3.
Гидроприводы обладают хорошими динамическими свойствами, высокими
быстродействием и жесткостью, а также допускают ча
стое ре
версирование движения
выходных звеньев гидродвигателей. Эти свойства обеспечиваются благодаря
высокому модулю объемной упругости рабочей жидкости, герметичности
гидросистемы и малой массе подвижных частей гидроагрегатов. Благодаря этим
свойствам уп
рощается решение задач ав
томатизации управления лесными машинами,
и обеспечивается высокая позиционная точность исполнительных механизмов.
4.
Гидропривод автоматически защищает гидросистему и машину от
вредного
воздействия перегрузок благодаря применению про
стых и на
дежных в работе устройств
-
напорных клапанов. Детали и элементы гид
ропривода работают в хороших условиях смазки,

что обеспечивает долго
вечность и надежность работы машин лесной промышленности. Так,
мо
торесурс насосов составляет до 10 тысяч мо
точасов. Распределительная и
другая
гидроаппаратура работает без ремонта 10
-
15 лет.
5.
В гидроприводах достигается преобразование вращательного дви
жения в возвратно
-
поступательные и возвратно
-
поворотные движения без применения громоздких
механических и иных
передач, подверженных из
носу; допускается делимость потока рабочей
жидкости на части, а на вы
ходных звеньях гидродвигателей можно развивать значительные
усилия и
крутящие моменты. Эти качества особенно ценны для лесозаготовитель
ных машин,
которые преодо
левают большие нагрузки и выполняют раз
личные по своему характеру
операции производственного процесса; у них
в качестве гидродвигателей чаще применяют
гидроцилиндры.
Говоря о преимуществах гидропривода, следует сказать о простоте автоматизации
работы гидр
офицированных механизмов, о возможности
автоматического изменения
режимов их работы по заданной программе и
об улучшении условий труда операторов,
обслуживающих лесные машины
и оборудование. Так, по исследованиям В.Р. Ситникова, при
замене суще
ствующего г
идропривода лесной машины ВТМ
-
4 комплексным объемным
гидроприводом достигается следующий эффект: число манипуляций орга
нами управления,
выполняемых оператором в смену, сокращается в
4,5 раза, число органов управления
машиной уменьшается на 35 %; усилия
на
рычагах управления снижаются в 3
-
4 раза. Все это
способствует сни
жению психофизической нагрузки оператора и повышению производи
-
тельности лесной машины.
Гидроприводу присущи и недостатки, которые ограничивают его
применение.
Основные из них следующие.
1.
В
язкость рабочих жидкостей изменяется с изменением ее темпера
туры, что приводит к
изменению рабочих характеристик гидропривода и
создает дополнительные трудности при
эксплуатации гидроприводов, осо
бенно в условиях отрицательных температур и при
безгаражно
м хранении
лесных машин.
2.
Работа элементов гидропривода сопровождается объемными поте
рями, которые
снижают КПД привода, вызывают неравномерность движе
ния выходного звена
гидропередачи, затрудняют достижение устойчивой
скорости движения рабочего органа,
ос
обенно при малых расходах. В от
дельных случаях наружные утечки рабочей жидкости
(например, в маши
нах для отделки мебели), загрязняющие обрабатываемые детали, служат
причиной отказа от применения гидропривода.
3.
Герметичность многих элементов гидравлическог
о привода обес
печивается за счет
малых зазоров между подвижными и неподвижными деталями. Изготовляют эти детали по
высокому классу точности, что ус
ложняет конструкцию гидроагрегатов и удорожает их
стоимость.
4.
Гидропривод не допускает передачи энергии на з
начительные рас
стояния из
-
за
больших потерь на преодоление гидравлических сопротив
лений и связанного с этим резкого
снижения КПД привода.
Указанные недостатки ограничивают область применения гидропри
вода в машинах и
поточных линиях. Однако следует иметь
в виду, что не
которые из отмеченных недостатков
могут быть устранены (например, за счет применения синтетических рабочих жидкостей со
стабильной вязко
стью в широком диапазоне изменения температур, применения комбини
-
рованного электропневмогидропривода).
Окончательный выбор типа привода устанавливается при проекти
ровании машин по
результатам технико
-
экономических расчетов с учетом
условий работы этих машин.
Можно отметить лишь, что гидропривод имеет преимущества по сравнению с другими
типами приводов там
, где требуются создание значи
тельной мощности, быстродействие,
позиционная точность рабочих орга
нов, компактность, малая масса, высокая надежность
работы и разветвлен
-
ность привода.
Глава 2.
РАБОЧИЕ ЖИДКОСТИ ДЛЯ ГИДРОПРИВОДОВ
В гидроприводе рабочая жидк
ость является энергоносителем, благо
даря которому
устанавливается связь между насосом и гидродвигателями.
Кроме того, рабочая жидкость
обеспечивает охлаждение пар трения и от
вод от них тепла и продуктов износа, а также смазку
подвижных частей элементов г
идропривода. Во время работы гидропривода на трущихся по
-
верхностях создается пленка жидкости, исключающая возможность прямо
го контакта в
скользящих парах.
2.1. Физические свойства рабочих жидкостей
Главнейшими физическими свойствами, определяющими качест
во
рабочих жидкостей и
их пригодность для гидроприводов, являются: вяз
кость, смазывающая способность,

сжимаемость, растворимость газов, пе
-
нообразование, механическая и химическая стойкость,
совместимость с
конструкционными материалами и уплотнениями.
Вяз
кость жидкости.
Вязкостью называется свойство жидкости, за
ключающееся в том,
что при ее движении по поверхностям скольжения возникают силы трения, определяемые по
формуле И. Ньютона:
где
S
-
площадь слоев жидкости (или стенки, соприкасающейся с
жидкос
тью);
dv
----
градиент скорости, нормальный к поверхностям сдвига;
dy
ц
-
динамический коэффициент вязкости, или сила вязкостного
трения, приходящаяся на единицу площади при градиенте
скорости, равном единице, Н
-
с/м
2
.
Величина, обратная динамическому коэффиц
иенту вязкости (
—
), на
зывается
текучестью
жидкости.
Текучесть определяется по скорости вытекания жидкости из пробир
ки, наклоненной под
углом 45°. Температура, при которой жидкость загус
тевает настолько, что уровень в
пробирке, наклоненной под углом 45°,
ос
тается неподвижным, называется температурой
застывания. Самая низкая
температура, при которой жидкость еще сохраняет текучесть,
называется
точкой текучести.
Отношение динамического коэффициента вязкости
ц
к плотности жидкости
р
называется кинематически
м коэффициентом вязкости, м /с,
Примечание.
В практике за единицу кинематического коэффициента
вязкости
принимают «Стоке», 1 Ст = 1 см
2
/с, а сотая часть стокса называ
ется сантистоксом, 1 сСт = 0,01
Ст = 1 мм
2
/с = 10~*м
2
/с.
Процесс определения вязкости ж
идкости называется вискозиметри
ей, а приборы,
которыми она определяется,
-
вискозиметрами, ГОСТ пре
дусматривает определение
кинематического коэффициента вязкости в пре
делах
v
= (0,6 : 30000)ТО м
2
/с. Для этой цели
используют вискозиметры
Пинкевича, типа
ВПЖ
-
1 и др.
В качестве единицы условной вязкости в России принят градус ус
ловной вязкости (°ВУ),
в некоторых странах Европы градус Энглера (°Е); в
США
-
секунды Сейболта; в Англии
-
секунды Редвуда; во Франции
■
—
гра
дус Барбье. 1 °Е = 1 °ВУ.
Вязкостью, в
градусах условной вязкости ВУ и в градусах Энглера, на
зывается отношение
времени истечения через капилляр
d
= 2,8 мм. 200 см
испытуемой жидкости при данной
температуре ко времени истечения такого же объема дистиллированной воды при
t
= 20 °С.
Условную вяз
кость жидко
стей определяют вискозиметрами ВУ и Энглера. При этом
учитывают, что время истечения 200 см
3
дистиллированной воды при
t
=
20 °С через капил
ляр
d
= 2,8 мм
-
«водное число»
-
составляет 50
-
52 с.
Для пересчета градусов °ВУ (°Е) в единицы кинем
атического коэф
фициента вязкости
(сСт) служит эмпирическая формула Фогеля
или пользуются специальными графиками.
Вязкость
жидкости
зависит
от
температуры
и
от давления.
■
Теоретических зависимостей, выражающих закон изменения вязко
сти от температуры
,
нет. Имеются лишь экспериментальные формулы,
приводимые в справочной литературе. Для
некоторых часто применяемых
в гидроприводах марок рабочих жидкостей
экспериментальные зависимо
сти
v
=
f
(
f
С
С) приведены на рис. 3.
Для оценки влияния температуры на вязк
ость различных марок ра
бочих жидкостей
пользуются температурным коэффициентом вязкости (ТЮЗ), который характеризует
пологость кривой
v
= /
(
t
°
C
) в пределах
температур, выбранных для сравниваемых рабочих
жидкостей. Для машин лесной промышленности, работаю
щих на открытом воздухе, сравнение

ра
бочих жидкостей производят в интервале температур 0
-
80 °С для летних
марок и
-
40.. .
-
20
°С для зимних марок рабочих жидкостей.
В этих случаях
Чем меньше величина ТЮЗ для рабочих жидкостей, тем выше их
эксплуатацион
ные
качества.
Из применяемых в настоящее время в промышленных гидроприво
дах наиболее пологие
вязкостно
-
температурные кривые имеют жидкости
АМГ
-
10иВМГ
-
3.
Зависимость вязкости от давления различная для разных температур
и разных типов
марок рабочих жидкосте
й.
Для практических расчетов допускается, что в диапазоне давлений
0
-
40 МПа вязкость
жидкости изменяется от давления линейно. В этом слу
чае пользуются следующей
эмпирической формулой:
Где
μ
о
-
динамический коэффициент вязкости при атмосферном давлении
;
а
-
коэффициент,
зависящий от типа рабочей жидкости:
при
v
5
o
< 15
-
10
-
6
м
2
/с
а
= 0,002; при
v
so
> 15
-
10
-
6
м
2
/с
а
= 0,003.

Изменение вязкости при изменении давления учитывают при расчете утечек
жидкости в гидроагрегатах, так
как это изменение вязкости может компенсировать
утечки, вызванные изменением конструктивных размеров гидроустройств.
При смешивании различных марок рабочих жидкостей образуется однородная смесь,
вязкость которой определяется процентным соотноше
нием в смеси
той или иной марки.
Условную вязкость смеси двух жидко
стей можно определить по формуле Кадмара
-
Рыбака

Значения коэффициента
к
в зависимости от процентного содержания и
в
марок рабочих
жидкостей в смеси будут следующими:
о,
%
10
20
30
40
50
60
70
80
90
(?
%
90
80
70
60
50
40
30
20
10
к
К
6,7
13,1
17,9
22,1
25,5
27,9
28,2
25
17
Смазывающая способность
-
это свойство жидкости, обеспечи
вающее наименьшее
контактное трение в движущихся парах. Это свойство
важно для гидроприводов, запуск
которых про
изводится при низких тем
пературах. При хорошей смазывающей способности
исключается контакт
микронеровностей в движущихся парах, и исключается образование
пятен «сваривания» (сухого трения). Это свойство улучшается введением в осно
ву рабочей
жидкости спец
иальных добавок
-
соединений олова, свинца,
серы, фосфата, хлора.
Сжимаемость
жидкости характеризуется
коэффициентом
объемного
сжатия,
который определяется по формуле
Величина, обратная коэффициенту объемного сжатия, называется
модулем
объемной
упругос
ти
Е, Н/м.
Сжимаемость рабочих жидкостей
-
явление отрицательное для гид
равлического
привода, так как на сжатие обязательно затрачивается энер
гия. Сжимаемость понижает
жесткость гидропривода, может явиться при
чиной возникновения автоколебаний в
гидроси
стеме, создает запаздыва
ние в срабатывании гидроаппаратуры. Тем не менее, в
отдельных случаях сжимаемость рабочих жидкостей полезно используют в специальных ме
-
ханизмах или устройствах (например, в гидравлических амортизаторах и
гидравлических
пружинах).
Сжимаемость жидкости зависит от температуры и давления. Однако
в диапазоне
температур и давлений, при которых эксплуатируются гидро
приводы машин лесной
промышленности
(
t
до 80 °С,
р
до 20 МПа), сжи
маемость изменяется незначительно, и этим
изменением в пр
актических
расчетах пренебрегают. Значение модуля объемной
упругости при
t
=
20 °С
р=р
ат
для рабочих жидкостей, применяемых в промышленных
гидроприводах, колеблется от 1320 (АМГ
-
10) до 1720 (турбинное масло)
МПа.
Сжимаемость жидкостей учитывают при опреде
лении гидравличе
ского удара, а также при
расчете гидросистемы управления.
Растворимость газов.
Все жидкости способны растворять газы, ко
торые, будучи в
растворенном (дисперсном) состоянии, практически не оказывают влияния на физические
свойства рабочих ж
идкостей. Наблю
дается лишь незначительное уменьшение их вязкости.
Растворимость газов
а
характеризуется отношением объема растворенного воздуха
V
в
при
t
=0°С и
p
=
p
ат
к объему жидкости
V
ж
,
то есть
Растворимость зависит от давления, температуры и
типа рабочей
жидкости и газа. Для
минеральных масел увеличение давления при посто
янной температуре приводит к
линейному увеличению растворимости
а
=
кр (к
-
растворимость на 0,1 МПа, зависящая от
марки масла и равная
0,07
-
0,12; меньшие значения
к
соответст
вуют маркам масел с
большей
плотностью). В обычных условиях (при комнатной температуре и при ат
мосферном
давлении) в рабочей жидкости содержится по объему до 6 %
нерастворенного воздуха.
Растворимость воздуха имеет линейную зависимость и от темпера
туры.
Кроме того, она
зависит от величины поверхности раздела воздуха и
рабочей жидкости, приходящейся на
единицу объема жидкости, и от со
стояния этой поверхности. С увеличением поверхности
раздела и при ин
тенсивном перемешивании (например, незатопленной струе
й на сливе)
процесс насыщения рабочей жидкости воздухом резко ускоряется.
Как указывалось выше, воздух, находясь в растворенном состоянии, не оказывает
заметного влияния на физические свойства рабочей жидко
сти. Однако следует иметь в виду
следующие обстоя
тельства: если рабочая
жидкость имеет высокую температуру,
растворенный воздух интенсифи
цирует процесс ее окисления; а при падении давления на
каком
-
либо уча
стке гидросистемы воздух, выделяясь из рабочей жидкости и оставаясь во
взвешенном состоянии, умен
ьшает прочность пленки и смазывающую
способность рабочей
жидкости.
Пенообразование.
Выделение газов из рабочей жидкости при паде
нии давления
происходит значительно интенсивнее, чем ее насыщение при
повышении давления. Это
выделение может происходить столь
быстро, что образуется устойчивая масловоздушная

смесь
-
пена. На интенсив
ность пенообразования оказывает влияние содержащаяся в рабочей
жидко
сти вода: даже при ничтожном количестве воды (менее 0,1 % по массе ра
бочей
жидкости) возникает устойчивая пена
. Образование и стойкость пе
ны зависят от типа
рабочей жидкости, от ее температуры и размеров пу
зырьков, от материалов и покрытий
гидроаппаратуры, с которыми сопри
касается рабочая жидкость. Минеральные масла,
применяемые в гидро
приводах машин лесной пр
омышленности, дают стойкую пену. При
этом
большую склонность к пенообразованию проявляют жидкости, бывшие в
эксплуатации
и сильно загрязненные. Пенообразование может возникнуть
и из
-
за омыления жидкости. С
увеличением температуры стойкость пены уменьшается
; при
t
> 70 °С происходит быстрый
распад пены.
Выделяющиеся из рабочей жидкости газы и образующаяся пена
-
одна из причин
снижения жесткости гидропривода, запаздывания срабаты
вания гидроаппаратуры, снижения
объемного КПД насоса, появления шу
ма в работе и
возникновения гидравлического удара. В
гидравлических следящих системах выделяющиеся из жидкости газы вызывают автоколе
-
бания и уменьшают устойчивость этих систем.
Химическая и механическая стойкость.
При эксплуатации гидро
приводов рабочая
жидкость соприк
асается с поверхностями баков, трубопро
водов и гидроаппаратуры,
подвергается воздействию высоких температур и давлений, вступает в реакцию с кислородом
воздуха. Химическая и механи
ческая стойкость характеризует способность жидкостей сохранять
свои пер
во
начальные физические свойства при эксплуатации и при хранении.
Во время работы гидропривода происходит окисление жидкости, со
провождающееся
выпадением из нее смол и шлаков, отложением на по
верхности элементов гидропривода
тонкого твердого налета, понижен
ием
вязкости и изменением цвета жидкости.
Продукты окисления, обладая кислотными свойствами, вызывают
коррозию металлов и
уменьшают надежность работы гидроаппаратуры.
Налет на подвижных элементах
гидроагрегатов может вызвать заклинива
ние плунжерных пар, з
аращивание дросселирующих
отверстий, разруше
ние уплотнений и разгерметизацию гидросистемы, а снижение вязкости
приводит к увеличению утечек и уменьшению прочности пленки рабочей жидкости.
Интенсивность окисления повышается с увеличением темпера
туры жидко
сти на поверхности
ее контакта с воздухом, а также с увеличе
нием содержания в жидкости растворенного
воздуха, механических при
месей и воды.
Механические примеси (продукты износа элементов гидросистемы, грязь и др.) и вода
являются катализаторами, интенси
фицирующими про
цесс окисления жидкости. По данным Э.
Льюиса и
X
. Стерна (Гидравличе
ские системы управления.
-
М.: Мир, 1966), срок службы
минеральных ра
бочих жидкостей с механическими примесями более чем в 2 раза меньше
срока службы тех же жидкостей, но
не имеющих механических примесей.
Оказывают влияние на окисляемость рабочих жидкостей и конст
рукционные материалы,
из которых изготовлены элементы гидропривода и
с которыми жидкость соприкасается. Так,
например, в гидросистемах с
трубопроводами из меди о
кисление жидкости в одних и тех же
условиях происходит быстрее, чем в гидросистемах с трубопроводами из стали.
Окисляемость рабочей жидкости характеризуется кислотным чис
лом, которым называется
количество гидрата окиси калия (КОН), мг, не
обходимое для не
йтрализации 1 г жидкости.
Кислотное число меньше еди
ницы считается нормальным показателем эксплуатации рабочей
жидкости.
Эксплуатация гидросистем
с
жидкостями, имеющими кислотное число
выше 2,
может вызвать серьезные повреждения гидроагрегатов. Высокое ки
слотное число является
следствием недостаточной очистки рабочей жидкости. Таким образом, химическая
стойкость определяется качеством
очистки рабочих жидкостей.
Механическая стойкость характеризуется стабильностью вязкости
рабочих
жидкостей при воздействии
на них высоких давлений. При мно
гократном воздействии
высокого давления вязкость жидкости уменьша
ется, что объясняется происходящими в
ней молекулярно
-
структурными
изменениями (деструкцией). Известно, например, что
вязкость жидко
стей, используемых в гид
росистемах, работающих при высоком давле
нии,
уменьшается быстрее, чем вязкость таких же рабочих жидкостей,
но применяемых в
гидросистемах с низким давлением. Это изменение вязкости необратимо. В связи с этим
устанавливаются нормы допусти
мого изменения пе
рвоначальной (паспортной) вязкости
рабочей жидко
сти. Для различных гидросистем это изменение вязкости допускается в
пределах 25
-
50 % от первоначальной.
Совместимость.
Совместимость рабочих жидкостей с конструк
ционными
материалами, и особенно с материал
ами уплотнений, имеет очень большое значение.
Рабочие жидкости на нефтяной основе совмес
тимы со всеми металлами, применяемыми в
гидромашиностроении, и
плохо совместимы с уплотнениями, изготовленными из
синтетической
резины и из кожи.
Синтетические рабочие
жидкости плохо совмещаются с некото
рыми
конструкционными материалами и несовместимы с уплотнениями
из обычной
маслостойкой резины.

При проектировании гидросистем рекомендуется избегать приме
нения материалов,
являющихся катализаторами окисления жидкости.
Выше отмечалось, например, что медь
и многие ее сплавы интенсифи
цируют процесс окисления рабочей жидкости. Поэтому при
выборе тру
бопроводов гидросистем предпочтение нужно отдавать стальным трубо
-
проводам.
2.2. Характеристика рабочих жидкостей, применяем
ых в
гидроприводах
В гидроприводах применяют специальные рабочие жидкости на нефтяной основе,
водомасляные эмульсии, смеси и синтетические жидко
сти. Выбор типа рабочей жидкости
определяется назначением, степенью
надежности и условиями эксплуатации гидропр
иводов.
Рабочие жидкости на нефтяной основе получают из минеральных
масел с добавлением к
ним присадок, улучшающих те или иные физиче
ские свойства основы. Присадки
добавляют в небольших количествах
(0,05
-
5 %); одни присадки могут изменять лишь
одно физи
ческое свой
ство, другие могут быть многофункциональными, т. е. влиять сразу
на несколько физических свойств минеральных масел. Применяют анти
окислительные,
вязкостные, противоизносные, антипенные, снижающие
температуру застывания
жидкости и антикоррозион
ные присадки.
Ассортимент товарных масел, выпускаемых нефтеперерабаты
вающими
предприятиями, широк. Однако выпуск рабочих жидкостей на
нефтяной основе,
предназначенных специально для гидроприводов, ог
раничен по номенклатуре и не
покрывает потребностей про
мышленно
сти. Кроме того, большинство этих марок рабочих
жидкостей дорого
стоящие и дефицитные. Недостаток специальных рабочих жидкостей
вынуждает предприятия применять в гидроприводах машин товарные
минеральные масла,
которые, однако, не всегда и не в пол
ной мере отве
чают предъявляемым к ним требованиям.
Наибольшие трудности возни
кают при выборе рабочих жидкостей для гидроприводов
машин, рабо
тающих на открытом воздухе и при отрицательных температурах, и, в
частности, для большинства лесных машин.
Кратка
я техническая характеристика наиболее распространенных
рабочих жидкостей
на нефтяной основе, применяемых в гидроприводах
машин, приведена в табл. 2.
Водомасляные
эмульсии
представляют собой смеси воды и мине
рального масла в
соотношениях 100 : 1; 50 : 1 и
др. Минеральные масла
в составе эмульсии служат для
уменьшения коррозийности и увеличения смазывающей способности. Обычно для этой цели
применяют эмульсол,
состоящий из 85 % минерального масла И
-
12, 12 % олеиновой
кислоты и 3 % раствора едкого натра. Эмуль
сии применяют в гидроприводах ма
шин,
работающих в пожароопасных условиях, и в машинах, где требует
ся большое количество
рабочей жидкости (например, в гидравлических прессах). Эмульсии обычно совместимы со
всеми конструкционными материалами и материалами
уплотнителей (за исключением
пробки). Долговечность эмульсий близка к долговечности лучших сортов мине
ральных
масел.
Недостаток эмульсий
-
плохая смазывающая способность, а их
применение
ограничивается отрицательными температурами и темпера
турой, не прев
ышающей 60 °С.
Смеси
различных сортов минеральных масел между собой приме
няют для получения
рабочих жидкостей с требуемой вязкостью.
Синтетические жидкости
на кремнийорганической основе (сили
-
1'
пчь1
Л
на основе
хлор
-
и фторуглеродных соединений, полифенол
овых
S
HDOB
неопентиловые и другие. Эти
жидкости негорючи, стойки к окис
лению имеют низкую температуру застывания, обладают
стабильностью вязкостных характеристик в течение длительного срока работы и в широ
ком
диапазоне температур.
Однако каждая из синтет
ических жидкостей обладает тем или иным недостатком
-
несовместимость с уплотнениями из синтетической и нату
ральной резины, высокая
текучесть, плохая смазывающая способность,
токсичность. Кроме того, все они дороги.
Сейчас синтетические жидкости применяют
в гидроприводах машин, работающих в очень
тяжелых темпе
ратурных режимах (при
t
=
-
60° С до + 350 °С), в контакте с окислителя
ми
'при высоких давлениях. Однако в перспективе с развитием химической
промышленности
можно ожидать, что синтетические жидкости
найдут применение в гидроприводах машин
общего назначения.
Примечание.
В последние годы ассортимент товарных и специаль
ных рабочих
жидкостей сильно увеличился. Фирмы (Лукойл, Сибнефть,
Юкос,
Schell
и др.) предлагают
на рынках сбыта жидкости с хорошими фи
зико
-
механическими свойствами.

2.3. Выбор и эксплуатация
рабочих жидкостей
Выбор рабочих
жидкостей для
гидроприводов машин
определяется диапазоном
рабочих температур,
давлением в гидросистеме,
скоростями движения
выходных звеньев
гидродвигателей,
констр
укционными мате
-
риалами и материалами
уплотнений; особенностями
эксплуатации гидро
системы
-
на открытом воздухе или в
закрытом помещении;
условиями
хранения
машины во время
перерывов в работе,
возможностями обвод
нения
и засорения рабочей
жидкости, возмож
ностями и
трудоемкостью
замены.
При выборе рабочей
жидкости прежде всего
исходят из условии ра
боты
насосов. При этом
учитывают диапазон
изменения температуры ра
-
бочей жидкости при
эксплуатации гидропривода,
а также изменение зазо
ров
между деталями насосо
в,
вызванное их износом.
Минимальная вяз
кость
рабочей жидкости,
соответствующая
максимальнои температуре
ус
танавливается по допустимому снижению объемного КПД и ™ прояности пленки рабочей
жидкости. По исследованиям ВНИИстроидормаша, пре
дельная минимальн
ая вязкость, при
которой обеспечиваются удовлетвори
тельные значения объемного КПД (0,80
–
0,85),
исключаются нарушение смазывающей плёнки и «сухое» трение
: для шестеренных насосов
16
-
18,
для пластинчатых 10
-
12, для аксиально
-
поршневых 6
-
8.
Максимальная
вязкость рабочей жидкости, соответствующая мини
мальной
температуре, устанавливается по работоспособности насоса, харастеризующейся
заполнением его рабочих камер или пределом прокачи
ваемое™ жидкости насосом (табл.
3). Именно несоответствием предельно
го
значения вязкости рабочих жидкостей
окружающей температуре возду
ха можно объяснить случаи выхода из строя насосов
гидросистем лесных
машин, работающих в зимнее время. При безгаражном хранении
машин
после ночного перерыва в их работе вязкость применяемых р
абочих жид
костей
становится настолько высокой, что в периоды пуска и разогрева
гидросистемы насос
некоторое время не прокачивает рабочую жидкость. В
результате возникает «сухое» трение
подвижных частей насоса, затем ка
витация, интенсивный износ и выход н
асоса из строя.
В данном случае
пуску гидропривода в работу непременно должен предшествовать
разогрев
рабочей жидкости.
Таблица
3
Предельные значения максимальной вязкости рабочих жидкостей
Тип насоса
Предельное значение вязкости х 1

По
условию
прокачиваем
По условию
Шестеренные
насосы («=
1525 об/мин)
4500
-
5000
1380
-
1250
Пластинчатые
насосы (и=
1450 об/мин)
4000
-
4500
680
-
620
Аксиально
-
поршневые насосы («
= 1500 об/мин)
1800
-
1600
570
-
530
Оптималь
ная вязкость рабочей жидкости, при которой обеспечива
ется
наивыгоднейшее соотношение объемного и механического КПД, ле
жит между
минимальным и максимальным значениями вязкости. По спра
вочным данным,
оптимальная вязкость (1Т0"^м
2
/с) равна: для шестерен
ны
х насосов 20, для пластинчатых
25, для поршневых с торцевым распре
делением жидкости
30.
Установив для конкретного случая значения
v
max
,
v
min
и
v
опт
, подби
рают
соответствующую марку рабочей жидкости.
Рабочее давление в гидросистеме и скорость движения вых
одного
звена
гидродвигателя также являются важными показателями, определяю
щими выбор рабочей
жидкости. Подвижные детали многих элементов гид
ропривода изготовляются без внутренних
уплотнений, а их герметичность
обеспечивается благодаря малым зазорам. Утеч
ки рабочей
жидкости в за
зорах увеличиваются с повышением давления и понижением вязкости
жидкости. Они снижают КПД гидропривода, вызывают нагрев жидкости и
увеличивают
неравномерность движения выходных звеньев гидродвигате
лей. В этом отношении было бы
луч
ше применять рабочую жидкость по
вышенной вязкости. Однако увеличение вязкости
жидкости приводит к
увеличению гидравлических потерь, а следовательно, и к снижению
КПД
гидропривода. Примерно аналогичное явление оказывает на рабочую жид
кость и
скорость, дви
жения выходных звеньев гидродвигателей.
В настоящее время нет научно обоснованных рекомендаций по вы
бору рабочих
жидкостей в зависимости от давления и скорости движения выходных звеньев
гидродвигателей, однако отмечается стремление при больших давлениях п
рименять рабочую
жидкость повышенной, а при бо
лее низких
-
пониженной вязкости. При этом во всех
случаях лучшей бу
дет рабочая жидкость, имеющая меньший ТКВ во всем диапазоне рабочих
температур.
Из приведенных в табл. 2 марок рабочих жидкостей для гидропр
иводов ма
шин лесной
промышленности могут быть рекомендованы атедующие: ВМГЗ
-
все
-
сезонжнв мобильных и
стационарных машинах, работающих в средней полосе ев
ропейской части, на севере и северо
-
востоке
страны при г=
-
55.. .+55 °С. При отсут
ствии ВМГЗ она за
меняется АМГ
-
10, ГМ
-
50И или
веретенным АУ. Рабочие
жидкости МГ
-
20 и МГ
-
30
-
всесезонно в мобильных и стационарных
ма
шинах, работающих в средней полосе при
t
=
-
2
Q
...
+80 °С. Заменителями МГ
-
20 и МГ
-
30,
соответственно, могут быть масла И
-
20 и И
-
30. Жидкость
ВНИИ НП
-
403 может быть
использована в гидроприводах станков, поточ
ных линий, прессов и других стационарных
машин при / = 10
-
80 °С; ми
неральное масло Р рекомендуется для гидропередач
автомобилей при / =
-
25...+60°С.
При эксплуатации гидроприводов нужно
создавать такие условия,
при которых
рабочая жидкость возможно дольше сохраняла бы свои пер
воначальные физические
свойства. Для этого необходимо:
-
следить за тем, чтобы при хранении и эксплуатации не происходи
ло смешивание
рабочей жидкости с водой, эмуль
сией и с технологически
ми жидкостями;
-
чтобы в жидкость не попадали пыль, стружка и другие механические
частицы; с этой
целью нужно фильтровать жидкость перед ее заливкой в гид
росистему и уплотнять резервуары,
содержащие рабочую жидкость;
-
содержать жидкос
ти в плотно закрываемой таре; не смешивать в
одной таре свежую и
бывшую в эксплуатации жидкости; при заправках и
доливках гидросистемы пользоваться
чистым заправочным инвентарем
или принудительной заправкой через специально
предназначенные для
этого насосы
;
-
строго придерживаться рекомендаций завода
-
изготовителя маши
ны, касающихся
режимов работы гидроприводов.
Если гидропривод работает в широком диапазоне температур, реко
мендуется применять
летние и зимние сорта рабочих жидкостей. Если по каким
-
либо причин
ам смена жидкостей
невозможна, то при эксплуатации машин при отрицательных температурах нужно изыскивать
практические возможности обеспечения работоспособности гидропривода: подогревать
жидкость перед пуском машины, хранить машины в ночное время в отап
лива
емых
помещениях, при коротких перерывах работы машины не вы
ключать приводной двигатель,
ограничивать скорость вращения валов на
сосов и т. д.
В процессе эксплуатации гидроприводов рабочая жидкость перио
дически
заменяется. Срок службы жидкостей зависит от
многих факто
ров и для каждого
конкретного случая будет своим. Желательно перио
дически проверять вязкость
жидкости и при изменении ее при одной и той же температуре примерно на 50 % (а в

ответственных гидроприво
дах
-
на 25 %) от первоначальной заменять
свежей.
Рекомендуется также предусматривать замену рабочей жидкости после первого периода
рабо
ты гидропривода в течение 50
-
100 ч для ее фильтрации и промывки от
продуктов
износа в начальный период эксплуатации.
Обозначают рабочие жидкости по их назначен
ию и области при
менения: И
-
индустриальные; Д
-
дизельные; М
-
моторное; МГ
-
для
гидросистем; ИГ
-
индустриальное гидравлическое; АМГ
-
авиацион
ное. В обозначении марки рабочей
жидкости может быть указан способ очистки базовой (основы) минеральной жидкос
ти (С
-
селективной; К
-
кислотной очистки). Буква П в обозначении марки рабочей жидкости
означает наличие в ней присадки; принято также цифрой указывать вяз
кость жидкости в
сСт при температуре 50
°С.
Глава 3. ГИДРОЛИНИИ
В гидроприводах отдельные их элемен
ты размещены на расстоя
нии друг от друга и
соединяются между собой гидролиниями, состоя
щими из трубопроводов, каналов и
соединений. По назначению гидро
линии могут быть всасывающими, сливными,
напорными, дренажными и управления. Собирательным названием г
идролиний является
термин «гидросеть». Гидролинии являются ответственным элементом гидро
привода, так
как разрушение труб или их соединений приводит к раз
герметизации и выходу из строя
всей гидросистемы машины. К гидро
линиям предъявляются следующие требо
вания:
достаточная прочность; минимальные потери давления на преодоление гидравлических
сопро
тивлений; отсутствие утечек рабочей жидкости; исключение перемеще
ний,
вызванных изменением в гидросистеме давлений; исключение об
разования в трубах
воздушных «п
узырей».
В отдельных случаях гидролинии могут быть беструбными, когда _
отдельные
элементы гидропривода, расположенные близко друг от друга
или на общем основании,
соединяются между собой каналами, проло
женными в корпусах гидроаппаратуры и в
пром
ежуточных деталях (стыковое присоединение гидроаппаратуры).
3.1. Трубопроводы
В зависимости от конструкции трубопроводы делятся на жесткие и гибкие. На
трубопроводы имеются ГОСТы и основанные на них отрасле
вые нормали. Основной
размерной характеристикой
трубопроводов явля
ется условный проход
d
—
внутренний
диаметр.
Жесткие
трубопроводы изготовляют из различных марок стали, ме
ди и сплавов
алюминия. Стальные трубы (стали 20А, Х18Н10Т и др.) при
меняют при всех давлениях и
расходах, встречающихся в промышл
енных
гидроприводах. Их изготовляют бесшовными
холоднотянутыми и холод
нокатаными (при
d
<30 мм) или бесшовными горячекатаными
(при
d
>30
мм). При ограничении веса применяют тонкостенные бесшовные
трубы из стали
10 и 20.
Медные трубы применяют при р<16 МПа и
d
<!6
мм. По сравнению
со стальными
медные трубы более тяжелые, менее прочные и дорогие. Со
временем медные трубы теряют
эластичность и могут разрушаться при
вибрационных нагрузках. Кроме того, они
интенсифицируют процесс окисления рабочих жидкостей на мин
еральной основе.
Достоинство медных труб
-
их гибкость, что обеспечивает монтаж сложных по
конфигурации гидросистем. Чаще медные трубы применяют
для устройства дренажных
гидролиний и гидролиний управления, а также
для подключения манометров. Материал для
м
едных труб
-
медь марок
М1,М2,МЗ.
Трубы из сплавов алюминия отличаются большой легкостью, гибко
стью и удобством
монтажа; их применяют при давлениях до 20 МПа в гидросистемах машин с ограничением
веса, а также в сливных и всасы
вающих гидролиниях. Материал
для трубопроводов
-
алюминий А2, A3 и
сплавы алюминия марок Д1, Д6, АМн и др.
Гибкие
трубопроводы выполняются резиновыми (шланги) и метал
лическими (рукава).
Для изготовления
шлангов
применяют натураль
ную и синтетическую резину. Шланг
состоит из внутренн
ей эластичной
резиновой трубки, упрочненной внутренним каркасом,
хлопчатобумажных и металлических оплеток, а также из промежуточного и наружного рези
-
новых слоев. При работе с агрессивными жидкостями и при низких темпе
ратурах применяют
специальные сорта р
езины.
Резиновые шланги с текстильным каркасом применяют при
р
≤
2,0 МПа, с одинарной и
двойной хлопчатобумажной оплеткой
-
при
р
≤
4,0 МПа, с одинарной металлической
оплеткой
-
при
р
≤
17,5 МПа, а
при больших давлениях
-
с двойной или тройной
металлическо
й оплеткой
и металлотканевыми каркасами. Чаще всего резиновые шланги
изготавли
вают длиной 600 мм и с внутренним диаметром от 3 до 50 мм. Во многих лесных
машинах резиновые шланги составляют значительную часть ком
муникаций гидросети. Их
применяют и тогда,
когда соединяемые трубо
проводом гидроагрегаты должны

перемещаться относительно друг друга. При этом благодаря своей податливости резиновые
шланги уменьшают
пульсацию давления в гидросистеме. Могут работать в диапазоне
темпера
тур от
-
50 до +100 °С.
Резино
вые шланги имеют недостатки
-
неудобство в эксплуатации из
-
за подвижности
шлангов при изменении давления в гидросистеме, снижение
общей жесткости гидросистемы,
малую долговечность (1,5
-
3 года). В связи
с изложенным, при проектировании гидроприводов
машин п
рименения рези
новых шлангов следует по возможности избегать.
Металлические рукава
имеют гофрированную внутреннюю трубку, выполненную из
бронзовой или нержавеющей стальной ленты, и наруж
ную проволочную оплетку. Для
повышения вибростойкости наружную по
вер
хность перед оплеткой заполняют губчатой
резиной.
Металлические рукава изготовляют диаметром от 4 до 200 мм. По сравнению с
резинотканевыми шлангами, металлические рукава
обладают большей гибкостью, а при
больших диаметрах имеют и меньший
вес. Металлически
е рукава выпускают для давлений
до 30 МПа; их приме
няют в специфических условиях эксплуатации гидросистем (в
диапазоне
температур от
-
200 до +400 °С, в контакте с агрессивными рабочими жид
костями
при больших давлениях и расходах рабочей жидкости).
3.2. С
оединения
Соединениями отдельные трубы и гидроагрегаты монтируются в
единую
гидросистему. Кроме того, соединения применяют и тогда, когда в
гидросистеме требуется
предусмотреть технологические разъемы. Соеди
нения могут быть неразборными и
разборными. К ни
м предъявляются сле
дующие требования: герметичность при всех режимах
работы гидроприво
да, вибропрочность, способность выдерживать заданное число переборок с
сохранением герметичности, небольшая масса и взаимозаменяемость.
Разборные соединения
(неподвижны
е и подвижные)
-
это соедине
ния при помощи
фланцев, штуцеров, ниппелей и других соединительных
элементов.
Неподвижное разборное соединение может быть выполнено по на
ружному и
внутреннему конусам. Соединение по наружному конусу
(рис. 4, я) состоит из
труб
опровода
1
с развальцованным на конус концом, ниппеля
2,
накидной гайки
4
и
штуцера
3.
Герметичность соединения обеспечивается плотным прилеганием
развальцованного конца трубы к
наружной конусной поверхности
8
штуцера и
соответствующей затяжкой
накидной гай
ки. Развальцовка труб основана на пластических
свойствах материала и выполняется в холодном состоянии вручную, при помощи
пневмомолотков или специальных штампов. Конец трубы развальцовыва
ется на угол 68
-
70° без образования трещин. При этом диаметр растру
ба
не должен превышать диаметра
самой трубы более чем на 30
-
35 %. Не
достатками такого соединения являются:
уменьшение прочности трубы в
месте раструба, возможность образования незаметных для
глаза кольцевых трещин, сравнительно большой момент затяжки на
кидной гайки. Достоин
-
ства соединения с развальцовкой: простота, компактность, применение при монтаже
гидросистемы простого инвентаря, многократность переборок со
единения. Недостатков,
присущих соединению, нет в бесконусном соеди
нении с развальцовкой тру
б, с врезающимся
кольцом, которое в последние годы получает распространение. Соединение (рис. 4,
г)
состоит
из штуцера
1
с внутренней конической поверхностью 2, накидной гайки
5
и врезающе
гося кольца
3.
Кольцо изготовлено из стали с цементированной повер
хно
стью, а его конец, обращенный к штуцеру, имеет режущую кромку. При
затяжке соединения гайкой режущая кромка врезается в трубу
4.
Кроме то
го, происходит деформация конца кольца, которое получает форму, соот
ветствующую конической поверхности.штуцера
. За счет этого обеспечи
ваются требуемые прочность и герметичность соединения. Соединения с
врезающимся кольцом могут быть применены при давлении до 6,3 МПа.
Неподвижное разборное соединение по внутреннему конусу состоит
(рис. 4,
б)
из ниппеля
4,
приваре
нного или припаянного к трубе
5,
штуцера
2
и накидной гайки
1.
Герметичность соединения обеспечивается плотным
прилеганием наружной поверхности ниппеля к внутренней поверхности
штуцера и затяжкой накидной гайки. Ниппель может иметь форму полу
сферы или сф
еры. Соединения с ниппелем, имеющим форму сферы, при
меняют для труб диаметром более 16 мм. В этом случае в состав соедине
ния дополнительно входит уплотнительное кольцо
3.

По сравнению с
соединением по наружному
конусу, соединение по
внутреннему конусу
допускает
большее число переборок, а
при его мон
таже не происходит
нежелательных деформаций в
трубах и в соединитель
ной
арматуре. Кроме того,
благодаря сферической
поверхности ниппеля и
штуцера при сборке
допускается небольшой
перекос труб.
В разборных
неподвижных соединениях
штуцер является основным
соединительным элементом. В
зависимости от назначения
соединения
конструкция
штуцеров может быть
различной (концевой
-
для
соединения
труб с
гидроагрегатами;
промежуточной
-
для
соединения двух труб;
тройнико
вой
-
для
разветвления трубопроводов).
К неподвижным
разборным соединениям
относится и фланцевое со
-
единение (рис. 4,
в),
которое
применяют при монтаже
гидросистем с тру
бами,
имеющими диаметр условного
прохода более 32 мм при
рабочих давлениях до 32 МПа.
При небольших давлениях
фланцы соединяются с трубами
на резьбе, а при высоких
-
сваркой. Герметичность фланцевого соединения обеспечивается установкой между фланцами
уплотнительных
колец и затяжкой болтов.
В гидросистемах землеройных, строительных, лесных
и других
машин нередко
применяют гидроцилиндры, которые должны поворачи
ваться на небольшой угол
относительно оси, проходящей через точку
крепления гидроцилиндра. При монтаже
таких гидросистем применяют
подвижные соединения, имеющие одну, две и более
степе
ней свободы.
На рис. 5,
а
приведено поворотное соединение с одной степенью
свобо
ды, которое состоит из штуцера / и закрепленного на нем поворотного угольника
2.
От осевого перемещения угольник стопорится шайбой
3
и
кольцом
4.
Герметичность
соединения обес
печивается резиновыми кольцами
5
с защитными шайбами
6.
Другим примером подвижного соединения является свернутый в спираль
трубопровод (рис. 5,
б).
В этом случае спираль необходимо за
крепить в двух точках
-
точки
1
и
2.

Рис. 5. Подвижное разборное со
единение:
а
-
шарнирное с одной степенью свободы; б
-
в виде
трубы, свернутой в спираль
Детали соединений (штуцера, ниппели, гайки) изготовляют из ста
ли 45, 40Х,
40ХГСА и др.
Неразборные соединения
применяют в недемонтируемых гидро
системах. Для
соединения
труб используют сварку и пайку встык или муфты (переходные втулки) с
прямыми и скошенными под углом 30°
концами. При применении неразборных
соединений вес гидролиний
может быть уменьшен на 25
-
30 % по сравнению
с.применением раз
борных соединений.
Ответс
твенной деталью гибких трубопроводов является заделка их
концов в
соединительной арматуре. Способ заделки определяется давлени
ем и конструкцией
гибкого трубопровода. При давлении до 0,5 МПа
(рис. 6,
а)
конец шланга навинчивают
на наконечник или на ниппель
с гребенчатой поверхностью и закрепляют хомутом. При
давлениях до 10 МПа соединение конца шланга происходит за счет зажатия его между
ниппелем
и зажимной муфтой (обоймой). При таком способе (рис. 6, б) вначале
шланг
1
ввинчивают в зажимную муфту 2, имеющу
ю резьбу с большим
шагом. Далее в муфту
ввинчивают ниппель 5, который своей конусной по
верхностью вдавливает конец шланга в
резьбу муфты и зажимает его. Для давлений более 10 МПа муфту
2
обжимают в
специальном цанговом при
способлении. Соединение резиново
го шланга с
гидрооборудованием или с другими трубопроводами производят при помощи накидной
гайки
4.
При
давлениях 16
-
25 МПа применяют соединения с неразъемными наконеч
-
никами.
3.3. Расчет гидролиний
Целью расчета гидролиний является определение внутренне
го диа
метра трубопроводов,
потерь давления на преодоление гидравлических со
противлений и толщины стенок труб.
Внутренний
диаметр
(условный
проход)
трубо
провода
d
,
мм,
определяют по формуле
где
Q
-
наибольший расход на расчетном участке гидросистемы,
л/мин;

о
-
допускаемая скорость течения рабочей жидкости в
трубопроводе, м/с.
Допускаемая скорость зависит от назначения участка трубопровода и от давления в
гидросистеме. С увеличением допускаемой скорости умень
шаются вес и стоимость
трубопроводо
в и соединений, но возрастают потери
давления на преодоление
гидравлических сопротивлений, увеличивается
опасность возникновения кавитации во
всасывающей гидролинии насоса, и
возрастает ударное повышение давления
(например, в момент переключе
ния гидрорасп
ределителей). В общем случае каких
-
либо
ограничений на ве
личину потерь давлений нет, но допускаемую скорость подбирают
такой, чтобы суммарные потери давления на преодоление гидравлических сопро
-
тивлений не превышали 5
-
10 %, а в отдельных случаях 20
-
30
% рабочего
давления в
гидросистеме [1]. При расчете гидролиний допускаемые скоро
сти течения жидкости,
м/с, могут быть приняты следующие: всасывающая
1,2
-
2,0; сливная
-
2; напорная
гидролиния 3
-
10 (при давлении
до 2,5 МПа
-
3; до 5 МПа
-
4; до 10 МПа
5
-
6;
свыше
15 МПа 8
-
10).
Определенный по формуле (3.1) условный проход округляют до бли
жайшего большего
по соответствующему ГОСТу [1].
Потери
давления
на
преодоление
гидравличе
ских
сопротивлени
й
определяют по общепринятой в гидравлике
методике. Согласно этой методике потери
давления по длине каждого уча
стка трубопровода вычисляют по формуле А. Дарси
где
l
u
d
u
vj
-
длина, условный проход и фактическая скорость течения
жидкости на расчетных учас
тках трубопроводов соответственно;
р
-
плотность жидкости;
λ
-
коэффициент сопротивления трения на участках труб,
ссютветствуюший установившейся температуре рабочей жидкости;
ξ
-
коэффициент местных сопротивлений.
При ламинарном режиме движения
для жестких груб и
д
ЛЯ
прямолинейных
участков резиновых шлангов, где
Re
-
число Рейнольдса.
Увеличение коэффициента
X
при ламинарном режиме по сравнению
с теоретическим
объясняется искажением живого сечения труб
из
-
за сплющивания в местах изгиба ил
и вмятины, вибрациями труб и раз
личием вязкости
рабочей жидкости по сечению потока.
При турбулентном режиме коэффициент сопротивления трения оп
ределяют по
формуле А.Д. Альтшуля
Значения абсолютной шероховатости Д, мм, принимают следующи
ми: стальные тр
убы
-
0,04; медные трубы
-
0,01; трубы из сплавов алюми
ния
-
0,06; резиновые шланги
-
0,03.
При определении потерь давления на преодоление местных сопро
тивлений значения
коэффициентов
ξ
,
для наиболее распространенных ви
дов местных сопротивлений принимают
следующими: для штуцеров и пе
реходников для труб 0,1
—
0,15; угольники с поворотом под
прямым углом 1,5
-
2,0; прямоугольные тройники для разделения и объединения потоков
0,9
а местные
-
по формуле Вейсбаха
Суммарные потери давления

-
2,5; плавные изгибы труб на угол 90° с радиусом изгиба, равным 3
-
54
-
0,12
-
0,1
5; вход в
трубу 0,5; выход из трубы в бак или в цилиндр
1.
Значения коэффициентов
ξ
,
для других видов местных сопротивле
ний приведены в
[26].
При определении потерь давления длины отдельных участков труб
виды местных
сопротивлений и их число устанавливают
по монтажной
схеме гидропривода.
Потери давления в гидроаппаратуре принимают по ее технической
характеристике
(после выбора гидроаппаратуры).
„ При выполнении гидравлического расчета производят проверку бес
-
кавитационной
работы насоса. Расчет ведут для сл
учая работы насоса при минимальной температуре, когда
вязкость рабочей жидкости максималь
ная. Вакуум у входа в насос определяют по формуле,
полученной из урав
нения Д. Бернулли
где
h
s
-
расстояние от оси насоса до низкого уровня рабочей жидкости
в гидро
баке;
ji
-
потери напора на преодоление всех гидравлических сопротивлений
во всасывающей гидролинии;
v
s
-
скорость движения жидкости во всасывающей гидролинии.
Рекомендуемый (с запасом на бескавитационную работу насоса) ва
куум
р
в
у входа
в
насос должен быть не более 0,03
-
0,04 МПа. Если
р
в
>0,04
МПа, нужно увеличить диаметр
всасывающего трубопровода или
расположить бак выше оси насоса.
Определение
толщины
стенок
является поверочным
расчетом на прочность
жестких труб, подобранных по ГОСТу.
Принимая трубы тонкостенными (
, где
d
H
-
наружный диа
-
метр, а 5
-
толщина стенки трубы), нагруженными внутренним статиче
ским давлением,
толщину стенки определяют по формуле
где
р
-
максимальное статическое давление;
σ
в
предел временного сопротивл
ения материала трубы; при рас
чете прямых труб
принимают ст
в
(1*10
-
6
Па): для стали 10
-
33,4;
для стали 20
-
41,2; для меди
-
19,6;
п
-
коэффициент запаса, принимаемый равным 3
-
6.
Для гнутых труб
σ
в
уменьшается на 25 % против указанной выше.
С учетом возм
ожных
механических повреждений толщина стенок
стальных труб должна быть не менее 0,5 мм, а
медных не менее 0,8
-
1 мм.
3.4. Монтаж гидросистемы
Перед монтажом гидросистемы производят визуальный осмотр и обмер труб и
соединений. При контрольном осмотре труб
ы не должны
иметь царапин, раковин, вздутий,
сплющивания, трещин, а соединительная
арматура
-
заусениц, вмятин и повреждений резьбы.
Если жесткие трубы поступают в неотожженном виде, то для повышения пластичности мате
-
риала их подвергают отжигу.
Изгиб труб
выполняют в холодном состоянии вручную, в трубоги
-
бочных
приспособлениях, на станках и в штампах. При изгибе происходит утончение стенок труб,
образуются сплющивания, гофры и другие дефек
ты, снижающие прочность труб. Поэтому
тонкостенные трубы диаметром
более 30 мм гнут с наполнителем, в качестве которого
используют рабо
чую жидкость, нагнетаемую в трубу под давлением, канифоль, металличе
-
ские опилки или другие сыпучие вещества.
Радиусы изгиба труб зависят от способа гибки, материала, диаметра
и
толщины ст
енок
трубы и приводятся в [26]. В тех случаях, когда радиус изгиба меньше допускаемого, гибку
труб необходимо вести с наполните
лем, а при диаметре до 16 мм разрешается производить их
подогрев с по
мощью газопламенной горелки, электросопротивления или тока
ми высо
кой
частоты. Ориентировочные значения минимального радиуса гибки со
ставляют для стальных
труб 3
-
5
d
H
и
для медных
2
d
H
.
При
развальцовке концов труб должно быть исключено образование
трещин на
раструбах и недопустимое утоньшение стенок труб. Раз
мер
штуцеров, под которые
развальцовывается труба, должен соответствовать
диаметру этой трубы.

После сварки место соединения ниппеля с трубой необходимо зачис
тить изнутри
круглым напильником, с тем, чтобы удалить шлак и подтеки
от сварки.
Способ заделки к
онца резинового шланга должен соответствовать
рабочему давлению
в гидросистеме.
Перед монтажом гидросистемы внутренние поверхности металличе
ских труб
подвергают дробеструйной очистке, протравливают 15 %
-
ным
раствором соляной кислоты
до полного удаления ок
алины, промывают го
рячей водой и продувают сжатым воздухом.
Монтаж гидросистемы ведут так, чтобы обеспечить минимальную длину труб и наименьшее
число из
гибов. Сами изгибы должны иметь по возможности больший радиус. При
выполнении монтажных работ обращают
внимание на герметичность со
единений и
особенно всасывающих гидролиний. Концы сливных труб
должны быть утоплены на 70
-
80 мм ниже самого низкого уровня рабочей
жидкости в гидробаке.
Если при эксплуатации гидросистемы при разъединении трубопро
водов необ
ходимо
предотвратить слив рабочей жидкости, в гидролинии
включаются блокировочные
устройства (рис. 7). Устройство имеет под
пружиненные шарики
1,
которые при
разъединении трубопроводов блоки
руют поток из гидросистемы. При соединении труб
путем навинчивани
я
гайки
2
на штуцер
4
толкатель
3
отжимает шарики от их сёдел,
позволяя
жидкости свободно проходить через устройство.
Монтаж гидросистемы должен быть таким, чтобы в трубах и соеди
нениях не
возникали монтажные напряжения и были обеспечены свобод
ный осмот
р
и
подход к
элементам гидросистемы в процессе эксплуатации
гидропривода. При монтаже
трубопроводов ось трубы должна совпадать с осью штуцера, а прямой участок трубы у
штуцера должен быть длиной не
менее половины наружного диаметра. При затяжке
накидных га
ек они
должны свободно наворачиваться на штуцер от руки примерно на 2/3
резьбы.
Рис. 7. Блокировочное устройство в трубопроводах
Это свидетельствует об отсутствии перекосов и монтажных напряжений в
соединении. При
затяжке накидных гаек нужно следить
за тем, чтобы тру
бы не скручивались. Момент
затяжки зависит от диаметра трубы. Для ог
раничения этого момента необходимо
пользоваться тарированным клю
чом. Гибкие шланги при монтаже и в эксплуатации также
не должны скру
чиваться. Для контроля с этой цель
ю на них яркой краской наносятся про
-
дольные полосы. У мест соединений резиновые шланги должны свободно
провисать; радиус
изгиба шлангов должен быть не менее 12
-
18
d
.
Для ис
ключения наружного механического
повреждения шланги должны иметь
оплётку или чех
ол.
После выполнения монтажа производят визуальный осмотр, очистку и опрессовку
гидросистемы. Очистку производят путем многократного прокачивания через гидросистему
рабочей жидкости, а опрессовку
-
под
давлением, в 1,5 раза превышающим номинальное.
При опре
ссовке гидро
система выдерживается положенное время под давлением, которое
кон
тролируется по манометру.
Работоспособность гидропривода проверяется поочередным вклю
чением и
выключением гидродвигателей.
Глава 4. НАСОСЫ И ГИДРОМОТОРЫ
4.1. Общие сведения о г
идромашинах
Насосом
называется гидравлическая машина, предназначенная
для создания потока
жидкой среды. В насосах происходит преобразование механической энергии приводящего
двигателя в гидравлическую энергию потока жидкости. Насосы, в которых жидкая среда
перемещается путем
периодического изменения объема занимаемой ею рабочей камеры,

попе
ременно сообщающейся со входом и выходом насоса, называются объем
ными. В
объемных насосах преобразование энергии механической в гид
равлическую происходит
путем вытесне
ния жидкости из рабочих камер
рабочими органами (вытеснителями) насосов.
Агрегат, состоящий из одно
го или нескольких насосов, приводящего двигателя и
комплектующего
оборудования, смонтированных по определенной схеме, называется насос
-
ной установкой.
Гидро
.
мотором
называется объемный гидродвигатель с неогра
ниченным
вращательным движением выходного звена. В гидромоторе преобразование энергии потока
жидкости в механическую энергию проис
ходит в результате воздействия этой жидкости на
рабочие органы при за
по
лнении ею рабочих камер гидромашины.
Рабочая камера объемных гидромадгин
-
это ограниченный, перио
дически
увеличивающийся или уменьшающийся объем, образованный ра
бочими органами, а также
подвижными и неподвижными деталями насо
сов и гидромоторов. У работ
ающего насоса
рабочие камеры заполняются рабочей жидкостью и освобождаются от нее, попеременно
соединяясь то
со всасывающей, то с напорной гидролинией, а у гидродвигателя
-
с на
-
порной гидролинией и линией слива. Рабочими органами объемных гид
ромашин явля
ются
поршни, пластины, зубья шестерён, винтовые поверх
ности. Объемные насосы и
гидромоторы, соответствующим образом со
единенные друг
с
другом, составляют
объемную
гидравличе
скую
передачу.
Конструктивно объемная гидравлическая
передача может иметь р
аздельное и нераздельное исполнения. В последнем случае
насос и
гидромотор размещены в едином корпусе.
В принципе, объемные гидромашины обратимы, т. е. могут работать и в качестве
насоса, и в качестве гидромотора. Объемная гидромашина,
предназначенная для
работы как
в режиме насоса, так и в режиме гидромо
тора, называется
насосом
-
мотором.
Свойство обратимости гидромашин является очень ценным, по
скольку оно позволяет
при проектировании гидроприводов применять од
нотипные машины, упрощать технологию
изготов
ления, ремонт и эксплуа
тацию гидроагрегатов.
Насосы и гидромоторы, которые в процессе их эксплуатации допус
кают изменение
направления движения жидкой среды или вращения вы
ходного вала на противоположное,
называются
реверсивными.
Гид
ромашины, у которых
изменять направление движения
жидкой среды или вращение выходного вала на противоположное нельзя, называются
не
-
реверсивными.
Классификация гидромашин (насосов и гидродвига
телей) приводится
в ГОСТе.
В настоящее время в гидроприводах различных отраслей про
мыш
ленности
применяют разнообразные конструкции гидромашин. В этой гла
ве основное внимание
уделено изучению конструкций роторных насосов и
гидромоторов, имеющих наибольшее
применение в гидроприводах лесных
машин.
4.2. Параметры, характеризующие работу на
сосов и гидромоторов
Основными параметрами, характеризующими работу гидромашин в установившемся
режиме, являются: рабочий объем, подача насоса и расход
гидромотора, давление, крутящий
момент, мощность; объемный, механи
ческий, гидравлический и полный коэфф
ициенты
полезного действия.
Во время работы объемных гидромашин объемы их рабочих камер
непрерывно
изменяются. При этом у насосов при увеличении объема рабо
чие камеры заполняются
жидкостью (в этот момент рабочие камеры со
единены со всасывающей гидролиние
й), а при
уменьшении жидкость вы
тесняется из рабочих камер под давлением в напорную гидролинию
(в этот
момент рабочие камеры соединены с напорной гидролинией). У гидромо
торов при
соединении с напорной гидролинией происходят заполнение ра
бочих камер жидк
остью под
давлением и увеличение объема этих камер. При соединении со сливной гидролинией
жидкость вытесняется из рабо
чих камер, а их объем уменьшается.
Разность наибольшего и наименьшего значений объема рабочей ка
меры за оборот, или
двойной ход рабочего
органа (вытеснителя) гидрома
шины, называется
рабочим
объемом
q
насоса
или
гидромотора.
Таким образом, рабочий объем
-
это количество
жидкости, проходящей
через гидромашину за один двойной ход рабочего органа или один
оборот
ротора при отсутствии объемных
потерь.
Рабочий объем определяется геометрическими размерами рабочих камер и для
конкретной конструкций гидромашины вычисляется по соот
ветствующим геометрическим
формулам. Кроме того, рабочий объем
можно определить и опытным путем при испытании
гидромашин
при ну
левом перепаде давлений на их выходе и входе и при малой частоте вра
-
щения
п
-
50
-
60 об/мин.
Если конструкция гидромашин при ее эксплуатации допускает изме
нение
q
,
то такие
машины (насос и гидромотор) называются
регули
руемыми.
Гидромашины, у ко
торых в
процессе их эксплуатации
q
из
менять нельзя, называются
нерегулируемыми.

Подачей насоса и расходом гидромотора называется отношение объ
ема подаваемой
рабочей жидкости ко времени. Различают теоретические
Q
T
и фактические
Q
подачу и
расход. В роторн
ых гидромашинах теорети
ческие подачу и расход определяют по формуле
где
п
-
частота вращения гидромашины
Фактические подача и расход отличаются от теоретических на вели
чину объемных потерь.
При этом для насоса (н)
где
Q
у.н.
-
объемные потери ра
бочей жидкости на утечки и перетечки
через зазоры в рабочих камерах и вызванные перепадом давления;
Q
K
-
объемные потери из
-
за неполного заполнения рабочих камер,
содержания воздуха в
рабочей жидкости, возможного наступ
ления кавитационных режимов при рабо
те насоса;
Q
сж
-
потери, вызванные сжатием рабочей жидкости.
Подача и расход большинства гидромашин неравномерны. Разность
между мгновенными
максималь
ной
Q
'
mx
и минимальной
£>
V
n
подачами
(расходами) называется амплитудой
колебания подачи (расхода). Отноше
ние амплитуды колебания подачи (расхода) к ее
среднему значению назы
вается коэффициентом пульсации:
Теоретически равномерную подачу имеют винтовые на
сосы.
Подачу насоса и расход гидромотора измеряют в л/мин.
Давление
р,
развиваемое
насосом,
и
перепад
давлений
Ар
гидромотора в
объемных гидроприводах опреде
ляются внешней нагрузкой на гидродвигатель И
потерями на преодоление
гидравлических сопротивлений
9 гидросистеме. При этом под
давлением,
развиваемым насосом, понимается давление на выходе насоса, а под пере
падом
давлений
-
разность давлений на входе и выходе гидродвигателя.
Давление, при котором работают элементы конкретного гидропри
вода, называется
рабочим.
Величина этого давления ограничивается
напорными клапанами.
Давление (перепад давлений), при котором достигается паспортное
значение параметров
гидромашины, называется
номинальным.
Наибольшее рабочее давление, при котором гидромашина работает
кор
откое время,
называется
максимальным.
Давление (перепад давлений), на которое рассчитана конструкция
насоса или
гидромотора, называется
предельным.
Номинальное и максимальное давления приводятся в технических
характеристиках
гидромашин и являются важнейшим
и параметрами, опре
деляющими габарит и массу насосов
и ' гидродвигателей. Действительно,
мощность потока рабочей жидкости определяется
выражением
N
=
pQ
.
Следовательно, за счет увеличения давления можно увеличить мощность
гидропривода без изменения
Q
,
габар
ита и массы гидромашин, или при
одной и той же
мощности можно применить гидрооборудование с мень
шими
Q
,
габаритом и массой. Однако
увеличение давления с одновременным
снижением веса гидромашин происходит лишь до
определенного предела,
выше которого вес на
сосов и гидродвигателей возрастает за счет
увеличения толщины стен их корпусных деталей. Практически предельное давление огра
-
ничивается прочностью применяемых конструкционных материалов и конст
рукциями
ушютнительных устройств. В настоящее время гидроприв
оды лесо
заготовительных,
лесотранспортных и деревообрабатывающих машин рабо
тают в режиме: мобильные
-
при
Отношение мгновенно максимальной подачи (расхода) к
средней на
зывается коэффициентом неравномерности

давлениях 16
-
21 МПа, с переходом на
р
= 32 МПа, а стационарные
-
при 3
-
10 МПа, с
переходом на 16 МПа.
Крутящий момент
М
кр
,
для привода насоса или для преодоления полез
ной нагрузки,
приложенной к валу гидромотора, определяют по формулам:
Δ
М
тр
-
момент для преодоления сил сопротивления (сил гидравличе
ского и
механического сопро
тивления в гидромашинах ЛМ
Т
зависит от зазоров и размеров трущихся
поверхностей, от час
тоты вращения ротора и вязкости рабочей жидкости, от пере пада
давления и коэффициента механического трения;
Δ
р
н
=р
-
р
в
-
перепад давлений в насосе (так как
p
>р
в
,
при о
пределении
М
т
. принимают
Ар =р
в
).
Мощность насоса
JV
H
и гидромотора
Мд,
необходимые для привода их
в работу,
определяют по формулам:
Полезную (эффективную) мощность Л^, соответствующую мощно
сти потока жидкости
на выходе из насоса или развиваемую на
выходном
валу гидромотора, определяют по
формулам:
, Величина
AN
=
N
-
N
3
$
определяет потери мощности в гидромашине.
При принятых на
практике размерностях
(
Q
,
л/мин;
q
,
см
3
;
р,
МПа;
и, об/мин)
Мщ,
(Н
-
м) и
J
V
(
K
B
T
)
подсчитывают по следующим формулам:
Прео
бразование энергии гидромашин связано с объемными механи
ческими и
гидравлическими потерями. Эти потери оцениваются соответст
вующими
коэффициентамиполезного
действия.
Объемный коэффициент полезного действия
щ
учитывает объемные
потери. Этот
коэффициент по
дсчитывают по следующим формулам:
где
М
т.н.
-
средний теоретический крутящий момен
т для насоса,

Объемный КПД зависит от давления, частоты вращения ротора гид
ромашины, вязкости
жидкости, от величины зазора между уплотняемыми элементами. При неизменных вязкости
рабочей жидкости и зазорах увели
чение давления приводи
т к увеличению утечек и к
уменьшению ?/
0
(рис. 8,
а).
Увеличение частоты вращения ротора гидромашины, не увели
-
чивая утечек, приводит к увеличению
Q
r
,
(см. (4.1)) уменьшению габарита
и повышению
объемного КПД. В этом отношении применение высокообо
ротных г
идромашин выгоднее,
чем применение низкооборотных. Однако в этом случае следует иметь в виду следующие
обстоятельства.
1.
С увеличением частоты вращения гидромоторов увеличиваются ме
ханические
сопротивления, и снижается их механический КПД; это приво
дит к с
нижению долговечности
за счет более интенсивного износа деталей.
2.
С увеличением частоты вращения самовсасывающих насосов рост
объемного КПД
будет происходить лишь до такой частоты вращения, при
которой происходит полное
заполнение рабочих камер. При дальней
шем
возрастании частоты вращения может
возникнуть кавитация, и будет про
исходить неполное заполнение рабочих камер, что вызовет
увеличение
Q
K
и снижение
щ
(рис. 8, б). В первую очередь это относится к шестеренным
и
пластинчатым насосам, полному заполнению
рабочих камер которых
препятствует
центробежная сила. С учетом этого число оборотов ротора
самовсасывающих насосов
устанавливают таким, чтобы обеспечивалось
полное заполнение рабочих камер при
допускаемом кавитационном запасе.
В необходимых случаях во вса
сывающей гидролинии
создается избыточ
ное давление (специальными подпитывающими насосами или благодаря
установке гидробака для рабочей жидкости выше оси насоса).
Объемный КПД зависит от конструкции и типоразмера насосов и
гидромоторов, при
этом гидромашины
с меньшими подачей и расходом имеют и меньшие значения объемных
КПД. При прочих равных условиях
большие значения объемных КПД имеют поршневые, а
меньшие
-
шесте
ренные насосы и гидромоторы. Число оборотов гидромашины более
5000 об/мин применяют в тех случ
аях, когда долговечность не является
превалирующим
фактором.
Механический коэффициент полезного действия
tj
M
характеризует поте
ри на преодоление
гидравлических и механических сопротивлений. Этот ко
эффициент может быть выражен
через
Мщ,
и ДМ™:
для насос
а

Механический КПД
ц
к
гидро
машин зависит от зазоров между де
талями и от
давления, от вязкости рабочей жидкости и частоты враще
-
ния. С увеличением давления, разви
ваемого насосом до/>
i
(рис. 9,
а),
ме
ханический КПД растет, что объяс
няется тем,
что
М
тм
растет интенсив
нее, чем Л/Цр. В диапазоне
давлений от
р
\
до
р
2
значение механического КПД
стабилизируется, а при даль
нейшем повышении давления
пони
жается. Это снижение
ij
m
объясняет
ся тем, что рост
ЛМр, вызванный увеличением/?, опережает рост
М
т
%
Механический КПД гидромотора с увеличением
Ар
д
вначале также возрастает, а затем несколько уменьшается.
Вид зависимости
tj
m
=
J
{
Ap
^)
приведен на рис. 9,
б.
На этом
рисунке величина Др
0
характеризует собой перепад
давлений, необходимый для страгавания гидром
отора в
момент его запуска в работу.
Зависимость механического КПД гидромотора от частоты
л
вращения его выходного вала при
Ар
=
const
приведена на
рис. 10. Из
рисунка видно, что для гидромото
ров существует
минимальная час
тота вращения, при которой меха
нический
КПД имеет наибольшее значение; с уменьшением вращения
этот КПД резко падает. Это объяс
няется нарушением
равномерности
вращения вала из
-
за пульсации расхода и
колебаний силы трения.
С увеличением частоты вращения
механический КПД также умень
шаетс
я за счет роста ДМр.
Однако
это уменьшение происходит не *
столь интенсивно.
Потери на преодоление гидравлических сопротивлений в
проточных
частях гидромашин учитывают гидравлическим
коэффициентом полезного
действия и
г
:
где
р'яАр'
-
соответстве
нно, теоретические давление насоса и пере
пад давлений
гидромотора;
Ар
и
и
Ар
д
~
потери давления на преодоление гидравлических сопро
-
тивлений в проточных частях гидромашин.
При скоростях движения рабочей жидкости в проточных частях со
временных
гидромашин
(до 6 м/с) гидравлические сопротивления незначи
тельны, а их
гидравлический КПД близок к единице.
Эффективный
коэффициент
полезного
действия
7
Э
ф учитывает все
потери в гидромашинах. Этот коэффициент определяют по следующим формулам:
Изо всей суммы
потерь наибольшая часть приходится на
механические потери (до 90
%).
Коэффициенты полезного действия определяют путем ис
пытаний гидромашин. При
этом,учитывая, что раздельное изме
рение механических и гидравли
ческих потерь и
определение со
ответствующих
этим потерям

КПД в реальных условиях за
труднительно,
принимают
>
W
4
T
-
Щ
-
Это допущение воз
можно,
если учесть, что гидрав
лический КПД близок к единице
и что при работе гидромашин все
движущиеся детали получают обильную
смазку, а следовательно, трение являе
тся преимущественно вязкостным.
При таком
допущении все потери в гидромашине, кроме объемных, будут
условно механическими, а
механический КПД определяется по формуле
Зависимость эффективного КПД гидромашины от давления
р
приве
дена на рис. 11.
В зак
лючение необходимо отметить, что на коэффициенты полезно
го действия оказывает
влияние и вязкость жидкости. Повышение до из
вестных пределов вязкости положительно
сказывается на объемном КПД и
отрицательно на механическом КПД. Вязкость рабочей
жидкости буд
ет
оптимальной, когда при прочих'равных условиях эффективный КПД имеет
наибольшее значение. Зависимости различных параметров насосов и гид
ромоторов
устанавливают в результате испытаний гидромашин.
4.3. Конструкция насосов и гидромоторов
В гидроприводах м
ашин, агрегатных станков и поточных линий лес
ной
промышленности получили применение шестеренные, пластинчатые,
аксиально
-
поршневые и, реже, радиально
-
поршневые насосы и гидромото
ры. Классификация
объемных гидромашин дана на рис. 12. Учитывая
свойство обр
атимости гидромашин,
описание их конструкции ведется в
основном на примере насосов. В необходимых случаях
отмечаются лишь
конструктивные отличия гидромоторов от насосов.
Шестеренные насосы и гидромоторы.
Шестеренные гидромашины
просты по
конструкции и в эк
сплуатации, компактны, имеют небольшую массу, сравнительно
долговечны, хорошо работают при больших оборотах и йе требуют высокой тонкости
очистки рабочей жидкости.
Схема шестеренных насосов приведена на рис. 13, а. Насос состоит
из ведущей / и
ведомой
2
ше
стерён, размещенных с небольшим зазором в корпусе
3.
При вращении
шестерён жидкость, заполнившая рабочие каме
ры (межзубовые пространства), переносится
из полости всасывания 5 в по
лость нагнетания
4.
Из полости нагнетания жидкость
вытесняется в напор
ную
гидролинию, а в полости всасывания создается разрежение,
благодаря
которому жидкость непрерывно поступает к насосу по всасывающей гид
ролинии
из гидробака. Зацепление ведущей и ведомой шестерё'н препятст
вует обратному току
жидкости. У работающего насоса п
олость всасывания
располагается с той стороны, где
зубья выходят из зацепления, а полость нагнетания
-
со стороны, где зубья входят в
зацепление.
Максимальное номинальное давление обычно равно 10
-
16 МПа, хо
тя созданы насосы,
работающие прир = 30 МПа. Пода
ча насоса достигает
1000 л/мин. Допускают высокую
частоту вращения благодаря отсутствию действия инерционных сил от движущихся сил
гидромашины.
В общем случае подачу (расход) шестеренного насоса (гидромотора)
определяют по
формуле
где
R
r
nR
H
-
соответствен
но, радиусы окружностей головок зубьев и
начальной окружности
шестерён;
Ъ
-
ширина шестерён;
/ =
R
R
cosa
-
<
p
-
половина длины линии зацепления (здесь
а
-
угол зацепле
ния шестерён;
<р
-
угол поворота шестерён в радианах).
При работе насоса /
изменяется от
/ = 0 до / = /
шах
.

Подачу и расход шестеренной гидромашины, у которой обе шестер
ни имеют
одинаковые размеры и число зубьев, можно определить и по
другой формуле, если принять
объем межзубовых впадин равным объему
зубьев:
где
D
-
диаметр начальнойокружности;
т
-
модуль зацепления.
В действительности же объем впадин больше объема зубьев. Для
машин с шестернями,
имеющими число зубьев
z
= 6
-
12, это превышение
учитывают введением в формулу вместо
2л: коэффициента
к
= 7, а
для шес
терён с корригированными зубьями
£ = 9,4.
Учитывая, что
для некорриги
-
рованных зубьев шестерён
т
=
—
, формула (4.24) приобретает вид
В шестеренных насосах объемные потери слагаются из утечек рабо
чей жидкости через
боковые и радиальные зазоры м
ежду корпусом и шес
тернями, а также из потерь от неполного
заполнения рабочих камер. Кроме того, часть жидкости, защемленная между зубьями, через
торцовые зазоры,
а в некоторых конструкциях шестеренных насосов
-
по разгрузочным ка
-
навкам, возвращается из
полости нагнетания в полость всасывания. Все
эти потери
учитываются объемным КПД Не
П
одача (расход) шестеренных гидромашин имеет пульсирующий ха
рактер, причем
частота и амплитуда пульсации зависят от угла зацепления
а,
частоты вращения и числа
зубьев шест
ерён.
Для конкретных конструкций гидромашин коэффициент неравно
мерности подачи
(расхода) определяют по формуле
Таким образом, с увеличением числа зубьев равномерность работы
гидромашины
увеличивается. Однако при этом (см. формулу (4.23))
уменьшается под
ача (расход), и
увеличивается число пар зубьев, одновре
менно находящихся в зацеплении, что отрицательно
сказывается на работе
гидромашины из
-
за запирания жидкости во впадинах шестерён.
При проектировании гидромашин для уменьшения их размеров чис
ло зубьев
принимают
возможно меньшим, прибегая в необходимых случа
ях к корригированию. При
корригировании увеличивают угол зацепления
и высоту головок зубьев на 0,10...0,15тп, что
уменьшает вредное межзубо
вое пространство и подрезание ножек зубьев. В серийных
кон
струкциях
шестеренных гидромашин число зубьев равно 8
-
14.
В шестеренном насосе, схема которого приведена на рис. 13, а, на
вал и ось действует
неуравновешенная сила, создаваемая перепадом дав
лений в полостях нагнетания и
всасывания. Величина этой силы, де
йст
вующей на каждую шестерню [5], определяется по
формуле

где Д.
-
диаметр окружности головок зубьев;
РгЪ.р
\
~
давление жидкости в полостях
нагнетания и всасывания.
Наиболее нагруженными узлами насоса являются его подшипники.
Формула (4.26)
учитывае
т силы реакции от вращающегося момента и не
учитывает эффекта компрессии
жидкости.
Для уменьшения неуравновешенной силы
Р
ширину шестерён
обычно принимают
равной не более 10 т. Для компенсации силы
Р
при
больших давлениях (чаще всего при р >
10 МПа) прибег
ают к гидравли
ческой разгрузке, для чего в корпусе насоса прокладывают
узкие каналы
(рис. 14), которыми рабочие камеры соединяются с полостями всасыва
ния и
нагнетания. Более совершенной конструкцией будут насосы, в ко
торых разгрузка
происходит с помощью
радиальных, не пересекающихся каналов, которые соединяют между
собой каждую пару диаметрально
расположенных межзубовых впадин.
При работе шестеренного на
соса происходит
защемление жид
кости в месте зацепления зубьев шестерён.
Это объясняется тем, что
в момент вступления в зацепление
очередной пары зубьев предыду
щая пара еще не вышла из
зацеп
ления и во впадинах защемленных зубьев образуется
замкнутый, из
меняющийся во времени объем, заполненный
жидкостью. Умень
шение этого объема вызывает рез
кое
увел
ичение давления (компрес
сию) в находящейся там
жидкости.
Это давление, увеличивающее на
грузку на валы и
оси шестерён,
может вызвать поломку зубьев. Компрессию
устраняют, делая в
боковых стенках корпуса насоса
специальные разгрузочные канавки, кото
рыми з
апертый
объем соединяется или с полостью всасывания, или с по
-
лостью нагнетания, или другими способами.
В гидроприводах применяют шестеренные насосы,
выполненные по
различным конструктивным схемам.
По
характеру
зацепления
могут быть насосы с
внешним
(см. р
ис. 13,
а, в)
и внутренним (см рис. 13,
б)
зацеплением. Шестеренные
насосы с
внутренним зацеплением сложны в изготовлении, но дают более равномерную подачу и
имеют меньшие размеры. Внутренняя шестерня
3
имеет на два
-
три зуба меньше, чем
внешняя шестерня
2.
Между внутрен
ней и внешней шестернями имеется серпообразная
перемычка
4,
отделяю
-
. щая полость всасывания от напорной полости. При вращении
внутренней шестерни жидкость, заполняющая рабочие камеры, переносится в напор
ную
полость и вытесняется через серп
ообразные окна в напорный трубо
провод. При повороте
серпообразной перемычки на 180° происходит из
менение направления подачи. Зацепление
зубьев в таком насосе происхо
дит на значительно большем угле внешнего зацепления,
благодаря чему улучшается заполнени
е рабочих камер, снижаются пульсация подачи и
уровень шума. Шестеренные насосы с внутренним зацеплением применя
ют при
р
до 7 МПа.
Преимущества: компактность, симметричное располо
жение приводного вала относительно
корпуса.
По
форме
зубьев
шестерён
применя
ют насосы с прямы
ми, наклонными и
шевронными зубьями. Насосы с шестернями, с наклон
ными и шевронными зубьями имеют
более равномерную подачу, плав
ность в работе и бесшумность. Недостатком таких насосов
является труд
ность создания герметизации напорной п
олости от полости всасывания.
По
числу
одновременно
находящихся
в
зацеп
лении
шестерён
бывают двух
-
, трех
-
и более шестеренные насосы.
На рис. 13, в приведена схема трехшестерённого насоса. В этом на
сосе шестерня
3
ведущая, а шестерни
1
и
5
-
ведомые; по
лости
4
-
всасы
вающие, а полости
2
-
напорные.
Такие насосы выгодно применять в гид
роприводах, в которых необходимо иметь две
независимые напорные гид
ролинии. Рабочий объем трехшестерённого насоса в два раза
больше рабо
чего объема двухшестерённого насо
са, имеющего одинаковые с ним пара
метры
шестерён. В таких насосах вал ведущей шестерни разгружен от не
уравновешенной силы
Р.
Так же, как и другие насосы и гидромоторы, шестеренные гидрома
шины стремятся
изготовлять на одной конструктивной базе (в виде га
ммы
гияромашин). Подача (расход)
обычно регламентируется шириной шесте
рён, а конструкция и размеры остальных деталей
гидромашин принимают
неизменными.
В автомобилестроении, тракторостроении и в лесном машинострое
нии до последнего
времени применяли шестер
енные насосы типа
НШ (НШ
-
10, НШ
-
32 и др.). Как правило, эти
насосы приводятся от двига
телей внутреннего сгорания, а их подача регулируется
изменением часто
ты вращения двигателя.
На рис. 15 приведена конструкция насоса НШ. Он состоит из корпу
са
1,
выполн
енного
из алюминиевого сплава, в расточках которого поме
щены ведущая 2 и ведомая
3
шестерни,

выполненные заодно с цапфами. Цапфы опираются на бронзовые втулки
4,
которые являются
подшипника
ми скольжения и уплотняют торцевые поверхности шестерён.
В насо
сах НШ применена автоматическая компенсация зазора между
втулками и
шестернями в зависимости от развиваемого насосом давления. Жидкость из полости
нагнетания по каналам
14
поступает в полости
5
и
прижимает втулки
4
к торцам шестерён,
уменьшая тем самым заз
ор между
ними. Со стороны шестерён на втулки также действуют
силы давления
жидкости, которые, однако, меньше сил, прижимающих втулки к шестер
ням.
Результирующая сил прижимает втулки к торцам шестерён.
Давление жидкости на втулки со стороны шестерён неравн
омерное.
Для того чтобы
исключить перекос втулок, часть их торцевых поверхно
стей изолирована от действия
поджимающего усилия уплотнением.
Уплотнительные кольца
11
исключают утечки из полости
5.
Привод
ной вал
13
уплотнен
резиновой манжетой
9,
закрепленной
между кольцами
12 кб.
На рис. 16 приведена конструкция современного шестеренного насо
са НШ
-
К. Он
состоит из корпуса
8,
выполненного из сплава алюминия,
внутри которого размещены
подшипниковый блок
2
с ведущей
1
и ведомой
3
шестернями и уплотняющий блок
5
.
Для
радиального уплотнения шесте
рён в центральной части уплотняющего блока
-
имеются две
сегментные по
верхности, охватывающие с установленным зазором зубья шестерён.
Для торцевого уплотнения шестерён служат две поджимные пласти
ны 7,
устанавливаемые в
специальные пазы уплотняющего блока с обеих сторон шестерён. В
поджимных пластинах и в левой части уплотняющего
блока есть фигурные углубления под
резиновые прокладки
6.
Давлением

жидкости из полости нагнетания пластины 7 прижимаются к торцам шес
терён, б
лагодаря
чему автоматически компенсируется торцевой зазор, а утечки остаются практически
одинаковыми при любом рабочем давлении насоса. Ведущая и ведомая шестерни
выполнены заодно с цапфами, опи
рающимися на подшипники скольжения
подшипникового и уплотняющ
его блоков. Одна из цапф ведущей шестерни
1
имеет
шлицы для соединения с валом приводящего двигателя. Насос закрывается крышкой
4
с
уплотни
-
тельным резиновым кольцом. Приводной вал насоса уплотнен резиновой
манжетой, закрепленной специальными кольцами в ко
рпусе насоса.
Конструкция насоса типа НШ
-
К имеет простоту монтажа, высокую точность
расположения шестерён, исключает их перекос, обеспечивает на
дежное уплотнение. В
этом отношении насосы типа НШ
-
К выгодно отли
чаются от выпускавшихся ранее
насосов типов Н
Ш и НШ
-
У. Техническая характеристика насосов типа НШ приведена в
табл. 4.
Шестеренные гидромашины в режиме гидродвигателя удовлетвори
тельно работают
при частоте вращения
п >
100 об/мин.
В условиях изменяющейся нагрузки стабильность частоты вращения шестер
енных
гидромоторов меньше, чем у гидромоторов других типов, из
-
за большего изменения
объемного КПД. Особенно заметно неравномер
ность движения сказывается при малой
частоте вращения и значительной нагрузке. Недостатком шестеренных гидромоторов
является бол
ьший, по сравнению с другими гидромоторами, момент пуска (например,
давление пуска ненагруженных шестеренных гидромоторов 1
-
1,7 МПа, в то время как
пуск поршневых гидромоторов происходит при давлении, не превы
шающем 0,2 МПа).
Работа шестеренных гидромотор
ов происходит следующим образом (см. рис. 13,
а).
Жидкость из магистрали поступает в полость
4
гидродвигате
ля и, воздействуя на зубья
шестерён, создает крутящий момент, равный
Развиваемый рабочей жидкостью М
кр
преодолевает момент от на
грузки,
приложенн
ой к валу шестерни /. Так же, как у насоса, линия заце
пления шестеренного
гидромотора изменяется от 0 до /
тах
. Поэтому и ко
лебания крутящего момента у него
аналогичны колебаниям подачи шесте
ренного насоса.
Конструктивно шестеренные гидромоторы отличаютс
я от насосов меньшими
зазорами в подшипниках, меньшими усилиями поджатая вту
лок к торцам шестерён,
разгрузкой подшипников от неуравновешенных радиальных усилий. Все это облегчает
пуск гидромоторов, который реко
мендуется производить без нагрузки.
Примером серийных шестеренных гидромоторов служат реверсив
ные моторы
-
насосы
МНШ
-
32У и МНШ
-
46У, техническая характеристи
ка которых аналогична насосам НШ
-
32У и НШ
-
46У. При работе в ре
жиме гидромотора при
р=
ЮМПа эти машины развивают
крутящий момент
на валу, равный, соответственно, 48 и 59 Нм. В отличие от на
соса типа

НШ
-
У, корпус мотора
-
насоса типа МНШ
-
У имеет отверстие для подсоединения к нему
дренажной гидролинии.
Другой пример шестеренных гидромоторов
-
это секционные насо
сы
-
моторы типа
НМШ (НМ
Ш
-
0,03; 2НМШ
-
0,05 и др.).
Конструкция гидромашин типа НМШ допускает сборку из одних и
тех же деталей
девять модификаций насосов и гидромоторов с рабочими
объемами от 30 до 180 см
3
, с
крутящими моментами у гидромоторов от
33,5 до 200 Н
-
м и числом напорных г
идролиний
у насосов от 1 до 3.
Пластинчатые насосы и гидромоторы.
Пластинчатые гидромаши
ны так же, как и
шестеренные, просты по конструкции в эксплуатации,
компактны, надежны в работе и
сравнительно долговечны. В этих маши
нах рабочие камеры образованы п
оверхностями
статора, ротора, торцевых
распределительных дисков и двумя соседними вытеснителями
-
пластинами. Пластинчатые насосы могут быть одно
-
, дву
-
и многократного
действия В
насосах однократного действия за один оборот ротора проис
ходят одно всасывани
е и одно
нагнетание, в насосах двукратного дейст
вия
-
два всасывания и два нагнетания и т. д.
Схема насоса однократного действия приведена на рис.17,
а.
Насос состоит из ротора
1,
укрепленного на приводном валу
2,
опоры которого
размещены в корпусе насоса
. В роторе
имеются радиальные или под углом к радиусу расположенные пазы, в которые вставлены
пластины
3.
Статор
4
по отношению к ротору расположен с эксцентриситетом
г.
К торцам
ста
тора и ротора прилегают торцевые распределительные диски
9
с серповид
ным
и окнами.
Окно 7 каналами в корпусе насоса соединено с линией вса
сывания
8
а окна
5
-
с напорной
линией
б.
Между окнами имеются уплот
-
нительные перемычки
10,
обеспечивающие
герметизацию зоны всасыва
ния от зоны нагнетания. Центральный угол
е,
образованный
этими пере
мычками, больше утла
р
между двумя соседними пластинами
При вращении ротора пластины под действием центробежной силы,
пружин или под
давлением жидкости, подводимой под их торцы, выдви
гаются из пазов и прижимаются к
внутренней поверхности стато
ра.
Благо
даря эксцентриситету объем
рабочих камер вначале
увеличивается
-
про
исходит
всасывание, а затем уменьшается
-
происходит нагнетание.
Жидкость из линии
всасывания через окна
распределительных дис
ков
вначале поступает в рабочие
камеры, а затем че
рез другие окна
вытес
няется из них в напорную
гидролинию. При изменении
эксцентриситета соответственно
изменяются рабочий объем и
подача насоса. При соосном
расположении ротора и статора
пластины совершают только
вращательное
движение, а подача
насоса рав
на нулю. При
перемене эксцентриситета
(с +
е)
на (
-
е)
изменяется направление
потока жидкости: линия
8
стано
-
вится напорной, а линия
6
-
всасывающей. В известных
конструкциях на
сосов
однократного действия изменение
эксцентриситета достигается
смещением ст
атора. Таким
образом, пластинчатые насосы
однократного
действия в
принципе регулируемые и
реверсируемые.

Подачу пластинчатого насоса однократного действия определяют по
формуле
где
b
-
ширина пластин;
D
-
диаметр статора;
Т
-
толщина пл
астин;
2
-
число пластин.
Число пластин колеблется от 2 до 13. С увеличением числа пластин
подача насоса
уменьшается, но при этом увеличивается ее равномерность.
При нечетном числе пластин
равномерность подачи выше, чем при четном.
При симметричном рас
положении зон всасывания и нагнетания со стороны рабочей
жидкости на
ротор действует неуравновешенная сила
Эта сила вызывает нагружение вала и подшипников, что является существенным
недостатком, ограничивающим величину номинального
давления насоса однократ
ного
действия. По схеме рис. 17, а выпускаются
регулируемые насосы однократного действия типа
Г12
-
5 с автоматическим
изменением подачи в зависимости от давления насоса. Эти насосы
имеют
Q
= 25,5
-
108 л/мин и рассчитаны на номинальное давление 4 и 6,3 МПа.
В насосах двукратного действия (рис. 17, б) ротор / и статор
2
рас
положены соосно.
Такие насосы имеют по две симметрично расположен
ные полости всасывания
8
и полости
нагнетания 7. Такое расположение
зон уравновешивает силы, действующие со стороны
жидкос
ти, и разгру
жает приводной вал
4,
который нагружен только крутящим моментом. Для
большей уравновешенности число пластин в насосах двойного действия
принимается
четным. Торцевые распределительные диски
9
имеют четыре
окна. Два окна
6
каналами в
корпусе нас
оса соединяются с линией всасы
вания, другие два 5
-
с напорной линией. Так же,
как в насосах однократ
ного действия, между окнами имеются уплотнительные перемычки
10,
а
для герметизации зон всасывания и нагнетания должно быть е > /?.
Профиль внутренней по
верхности статора выполнен из дуг радиуса
ми
Ri
и
R
2
-
Дуги
окружностей соединены переходными кривыми специ
ального профиля, при котором
исключается отрыв пластин от поверхности
статора, уменьшается их износ, уменьшается шум
при работе насоса и
обеспечивает
ся более равномерное нарастание объема рабочих камер и
по
дачи насоса.
Пазы для пластин в роторе могут иметь радиальное расположение и под углом 7
-
15° к радиусу. Пластины имеют наклон вперед по направле
-
. нию вращения.
Наклонное расположение лазов уменьшае
т трение о по
верхность статора и исключает
заклинивание пластин. Большие углы на
клона пазов соответствуют насосам с
меньшей подачей. Насосы с радиаль
ным расположением пазов для пластин могут
быть реверсивными.
Высота рабочей части пластины равна 0,4 / (
/
-
длина пластины). Для исключения
отрыва пластины от статора при работе насоса
—
-
устанавли
-
вают следующими в
зависимости от числа
z
пластин в насосе: при
г
= 8
^ =
1,15;приг=12
^ = 1,27; при*= 16 А = 1,34.
R
2
R
2
R
2
Подачу пластинчатого насоса двукратног
о действия определяют по формуле
где
b
-
ширина ротора;
R
\
ViR
2
-
радиусы дуг, образующих профиль внутренней поверхности
статора;
t
-
толщина пластин;
z
-
число пластин;
а
-
угол наклона пластин к радиусу.
Из формулы (4.30) видно
, что подача насоса двукратного действия зависит от
Ri
,
R
2,
b
,
t
,
z
, а,
которые для конкретных конструкций насосов изменяться не могут. Таким
образом, насосы двукратного действия нере
гулируемые.
Для обеспечения надежного прижима пластин к внутренней повер
х
ности статора под
торец пластин под давлением подводится рабочая жид
кость. В этом случае сила, с
которой пластина прижимается к статору, бу
дет равна

где
р
-
' давление рабочей жидкости;
т
-
масса пластины;
со
-
угловая скорость вращения р
отора;
R
-
текущий радиус, описываемый центром масс пластины при
вращении ротора
насоса.
Сила
Т
вызывает износ пластин и внутренней поверхности статора. Характер износа
поверхности статора на различных ее участках неодина
ков. Когда пластина проходит зо
ну
нагнетания, сила давления жидкости на ее нижний торец частично уравновешивается
силой, действующей на верхний торец пластины. На этом участке износ статора будет
минималь
ным. При прохождении же пластиной зоны всасывания такой уравновеши
-
вающей силы не
будет. Этот участок поверхности статора подвержен наи
большему
износу. Насосы, работающие по такому принципу, называются насосами с
неразгруженными пластинами. Для уменьшения износа по
верхности статора, а
следовательно, для увеличения долговечности приме
няют насосы с разгруженными
пластинами. В таких насосах рабочая жид
-
кдсть подается под давлением только под те
пластины, которые проходят зону нагнетания. Пластины же, находящиеся в зоне
всасывания, таким давлением не нагружаются.
В лесном машиностроении п
рименяют пластинчатые насосы дву
кратного действия
-
Г12
-
2, Г12
-
2М, Г12
-
ЗМ; Г12
-
4 и БП2
-
4
-
одно
-
и двухпоточные, а также однопоточные
насосы БГ12
-
2М с разгруженными пластинами (табл. 5).
У двухпоточных насосов на общем приводном валу расположены два насоса
с
одинаковыми или с различными рабочими объемами. В по
следнем случае первым от
приводного двигателя монтируют насос с боль
шим рабочим объемом. Двухпоточные
насосы имеют одну общую или две раздельные линии всасывания, а напорные линии у
них разделены. Ги
д
равлический привод с двухпоточным насосом имеет меньшие
габариты по сравнению с приводом, в котором применены два однопоточных насоса,
имеющих такую же подачу.
На рис. 18 изображен однопоточный пластинчатый насос двукратно
го действия типа
Г12
-
2. Насос
состоит из корпуса
2
с крышкой
9,
между которыми размещается статор
10.
На приводном валу
4
на шлицах уста
новлен ротор
1,
в пазах которого помещены
пластины
12.
Ват вращается в шариковых подшипниках
3.
К торцам ротора прижаты
торцевые распреде
лительные
диски 7 с окнами для всасывания и нагнетания. Один из
торце
вых распределительных дисков плавающий: в начале работы насоса он
поджимается к ротору пружинами
б,
а во время работы
-
давлением жид
кости,

поступающей из напорной линии. Герметизация насоса дост
игается установкой
резинового или пробкового кольца
11
и резиновой манжеты
5.
Утечки по валу отводятся
через дренажное отверстие
8.
При вращении ва
ла пластины выдвигаются из пазов в
роторе и прижимаются к внутренней поверхности статора. Жидкость поступает
в
рабочие камеры из линий вса
сывания по каналам в корпусе и через окна в
распределительном диске. Из рабочих камер она вытесняется в напорную гидролинию
через другие окна в распределительных дисках.
Надежность и срок службы пластинчатых насосов зависят
от мате
риала пластин и
статора. Во избежание отпуска материала пластин из
-
за нагрева от трения о статор пластины
изготовляют из стали с высокой тем
пературой отпуска. Статор цементируют и закаливают.
Ротор изготовляют
из закаленной хромистой стали, а тор
цевые распределительные диски
-
из
бронзы. Быстроизнашивающиеся детали объединены в один легкозаме
-
няемый узел.
Пластинчатые гидромашины могут работать и в режиме гидродвига
теля. В
гидросистемах применяют пластинчатые гидромоторы одно
-
, дву
-
и многократног
о действия.
Последние двигатели чаще всего высокомо
-
ментные. Пластинчатые гидромоторы
отличаются от пластинчатых насо
сов тем, что в их конструкцию включены устройства,
обеспечивающие по
стоянный прижим пластин к статору, а также устройства для реверсирова
-
ния вращения вала гидромотора. Пазы в роторах пластинчатых гидромото
ров имеют только
радиальное расположение.
При подводе к машине жидкости (см. рис. 17) на рабочую поверх
ность пластин
действует сила, которая и "создает крутящий момент, пре
одолевающий
момент от нагрузки,
приложенной к валу гидромотора.
Для гидромоторов однократного действия
В формулах(4.32) и (4.33) обозначения приняты те же, что и в фор
мулах для
определения подачи пластинчатых насосов. Как видн
о из
формул, у гидромоторов
однократного действия
М
кр
=
f
[
e
).
Если конст
рукция такого гидродвигателя в процессе его
эксплуатации позволяет изменять эксцентриситет, то такой гидромотор будет
регулируемым.
Гидромоторы двукратного действия, как и насосы двукр
атного действия,
нерегулируемые.
В гидроприводах машин применяются пластинчатые гидромоторы
двукратного
действия типа Г16
-
1 ,..М. Гидромотор (рис. 19) состоит из корпуса 7, статора переднего
8
и заднего
11
распределительных дисков,
ротора
9
с пазами, в кот
орые помещены
пластины, вала
1,
установленно
го в шарикоподшипниках
4
и
6,
фланца
3
с уплотнением
2,
крышки
12
и устройства для реверсирования вращения вала гидромотора. Если рабо
чая
жидкость подводится к одному из отверстий
10
или
18,
то отводится,
соотв
етственно,
через отверстие
18
или
10.
Отверстие 5 служит для от
вода утечек в дренажную
гидролинию. Если жидкость поступает к от
верстию
18,
то далее она проходит в кольцевую
полость корпуса и через
два окна в переднем распределительном диске
-
в рабочие к
амеры
для гидромоторов двойного действия

гид
ромотора. От воздействия жидкости на пластины ротор и вал приходят
во вращение.
Через окна
22
в заднем распределительном диске жидкость
поступает из рабочих камер к
отверстию
10
и далее
-
в сливную гидро
линию. Отверстие
19
в заднем распределител
ьном
диске // расположено против окна в диске
8,
в результате чего плунжер
21
устройства для
ре
версирования вала гидромотора давлением жидкости перемещен до упо
ра в штифт
23,
а
отверстия
19
и
20
соединены. При этом жидкость из на
порной линии поступает в
полость
13,
обеспечивая прижим диска
11
и
ротора
9
к диску
8,
уменьшение зазоров между
деталями и утечек. Пред
варительный прижим указанных деталей создается пружиной
14.
Из по
лости
13
через отверстие
15
жидкость поступает в полости
16,
располо
женные по
д
пластинами. Этим самым обеспечивается прижим пластин к
статору при работе
гидромотора. Предварительный прижим пластин к
статору создается специальными
кулачками. При реверсировании потока
с напорной линией соединяется отверстие
10,
а
плунжер
21
перемещае
т
ся вниз до упора в штифт
24.
Благодаря этому напорная линия
через от
верстие
20
соединена с полостями
13
и
16,
за счет чего обеспечивается
прижим
диска
11
и ротора
9
к диску
8,
а пластин
-
к статору.
Техническая характеристика гидромоторов Г16
-
1 ...М п
риведена в
табл. 6.
Таблица
6
Техническая характеристика гидромоторов
Марки гидромоторов
Показател
и
Г16
-
П6
-
Г16
-
Г16
-
Г16
-
П
П6
-
Рабочий
объем,
см
3
11,2
18
36
63
125
250
Номиналь
ный
14
19,4
37,1
67,2
129
266,7
Давл
ение
на входе,
макс, МПа
8
8
8
7
7
7
Частота
вра
щения,
об/мин:
номинальн
ая
960
250
0
150
960
2500
150
960
2200
150
960
180
0
100
960
180
0
100
960
150
0
100
Крутящий
мо
мент
номи
-
нальный,
Н
6,2
1
2,3
24,5
49
98
196
КПД при
но
-
минальном
ре
жиме
работы, не
менее:
объемный
0,77
0,5
0,8
9
0,6
3
0,93
0,69
0,9
0,7
3
0,93
0,76
0,9
0,77
Масса, кг
6,3
6,3
10
24
24
70
Увеличения крутящего момента на валу гидромотора можно достиг
нуть пу
тем увеличения его рабочего объема за счет большей кратности
действия. В качестве примера служат разработанные Гипроуглемашем вы
-

сокомоментные* гидромоторы типа ВЛГ: ВЛГ
-
350
(М™
= 3 кНм;
«
max
= 70 об/мин;
q
= 2640 см
3
),
ВЛГ
-
400А
(
М^
= 3,35 кНм;
«
max
= 70
об/мин;
q
= 2900 см
3
) и ВЛГ
-
1,8 (М
кр
= 19,4 кНм; л
тах
= 10 об/мин;
q
=
12400 см
3
),
работающие при номинальном давлении 8 МПа.
Радшшьно
-
поршневые насосы и гидромоторы.
Радиально
-
пбршневые гидромашины
работают при давлениях 10 МПа и выше. По принципу действи
я радиально
-
поршневые
гидромашины делятся на одно
-
, дву
-
и многократного действия. В машинах однократного
действия за один
оборот ротора поршни совершают один, в машинах двукратного действия
два и т. д. двойных хода.
Схема радиально
-
поршневого насоса однок
ратного действия приве
дена на рис. 20.
Рабочими камерами в насосе являются радиально распо
ложенные цилиндры, а
вытеснителями
-
поршни. Ротор (блок цилинд
ров) / установлен на подшипниках
скольжения на цапфе
2,
которая имеет
два канала
3
и
4
(один соедине
н с линией всасывания,
другой
-
с напорной линией). Каналы имеют окна
5,
которыми они могут соединяться с цилин
-
драми
б.
Статор
7
по отношению к ротору располагается с эксцентрисите
том
е.
Ротор
вращается от приводного вала через муфту
8.
При вращении рото
ра в направлении, указанном
на рис. 19 стрелкой, поршни вначале вы
двигаются из цилиндров
-
происходит всасывание, а
затем вдвигаются
-
происходит нагнетание. Соответственно жидкость вначале заполняет ци
-
линдры, а затем поршнями вытесняется оттуда в канал
4
и далее в напор
ную гидролинию.
Поршни выдвигаются и прижимаются к статору центро
бежной силой или принудительно
-
пружиной, давлением жидкости или
иным путем.
Во время работы насоса между вращающимися поршнями и поверх
ностью
неподвижного статора возникает
сила трения, снижающая механи
ческий КПД. Для
уменьшения этой силы на концах поршней могут быть закреплены стальные закаленные
ролики или делают статор вращающимся в специальном подшипнике. В последнем случае
поршни, выдвинутые из цилиндров и прижатые к с
татору, приводят его во вращение.
Мгновенная подача одного поршня насоса определяется по формуле
где
d
-
диаметр цилиндра;
v
-
относительная скорость перемещения поршня в цилиндре;
е
-
эксцентриситет;
со
-
угловая скорость вращения р
отора;
(р
-
угол поворота ротора.
Мгновенная подача насоса с
z
поршнями будет равна сумме мгно
венных подач всех
поршней. Из формулы (4.34) видно, что подача ради
ально
-
поршневого насоса
неравномерна.
Средняя подача однократного радиально
-
поршневого нас
оса
Коэффициент неравномерности подачи
К
к
зависит от числа порш
ней. При этом при
четном числе поршней неравномерность будет больше,
чем при нечетном. Это объясняется

тем, что при четном числе поршней отсечку (зону перехода от всасывания к нагнетанию)
од
новременно будут проходить два цилиндра, а при нечетном
-
только один..
В серийных конструкциях радиально
-
поршневых насосов число поршней принимается
нечетным. Распространены насосы
z
= 5,7,9.
При неизменных геометрических характеристиках, входящих в фор
м
улу (4.35),
увеличение подачи насоса достигается за счет увеличения числа рядов цилиндров,
которое принимается от 2 до 6, и увеличения кратности действия машины. Для большей
равномерности подачи оси ци
линдров одного ряда могут быть смещены относительно
ос
ей цилиндров другого ряда на угол
—
рад. Подача рад
иально
-
поршневого насоса с
крат
ностью действия
i
и с
т
рядами цилиндров определяется по формуле
где
h
-
ход поршней.
Как видно из формул (4.34) и
(4.35), подачу насоса однократного
действия и направлени
е потока
рабочей жидкости можно изменять,
если конструкция насоса допускает
изменение эксцентриситета
е.
Обычно это достигается
перемещением статора. Насосы
многократного действия нере
-
гулируемые.
В машиностроении применяют
регулируемые радиально
-
поршневые
насосы однократного
действия типа НП, которые
выпускают с мак
симальной
подачей до 400 л/мин и
р
до 20
МПа. В зависимости от способа
управления эти насосы
подразделяются на следующие:
НПР
-
с ручным управлением;
НИМ
-
с электромагнитным
управлением; НПС
-
с управле
нием
от гидравлического следящего
механизма; НПД
-
с автоматическим
регулированием подачи в
зависимости от давления,
развиваемого насосом.
Радиально
-
поршневой насос
однократного действия типа НП с
че
тырьмя рядами цилиндров
приведен на рис. 21. О
н состоит из
корпуса
1
и крышки
25,
внутри
которых размещены все рабочие
элементы насоса: скользящий блок
10
с крышкой
24,
обойма
9
с
крышкой
5
и реактивным кольцом
6,
ротор
8
с радиально
расположенными цилиндрами,
поршни 7, распределительная
цапфа
11,
на
которой на
скользящей насадке установ
лены
ротор, приводной вал
20
и муфта.
Скользящий блок может переме
-
щаться по направляющим
15,
благодаря чему достигаются изменение экс
центриситета, а следовательно, и подача
насоса. Величина эксцентриситета ограничива
ется указателем
19.
Обойма вращается в
подшипниках
12,
а приводной вал
-
в подшипниках
14.
Распределительная цапфа имеет
кана
лы с отверстиями, через которые происходят всасывание и нагнетание. Муфта

состоит из фланца
2,
установленного на шлицах приводного
вала, промежуточного кольца
5
и четырех роликов
4,
через которые крутящий момент передается от фланца к ротору.
Для исключения утечек рабочей жидкости по валу служит уплотнение
21.
Утечки по
каналу
17
отводятся в корпус насоса, а из него через отверстие
1
3
в дренажную
гидролинию.
Работа насоса происходит следующим образом. При вращении рото
ра поршни под
действием центробежной силы выдвигаются из цилиндров
и прижимаются к реактивным
кольцам обоймы. При этом если между ро
тором и обоймой есть эксцентрисите
т, то поршни,
кроме вращательного,
будут совершать и возвратно
-
поступательные (в радиальном
направлении)
движения. Изменение эксцентриситета вызывает соответствующее изме
нение
хода поршней рабочего объема и подачи насоса. Вместе с ротором
во вращение вовл
екается
и обойма, вращающаяся в своих подшипниках. Такая конструкция насоса, как отмечалось
выше, позволяет уменьшить си
лы трения и повысить КПД гидромашины.
Насосы типа НП представляют собой сложные гидроагрегаты, в ко
торых помимо
основного радиально
-
по
ршневого насоса имеются напор
ные клапаны, а также устройства для
регулирования подачи и изменения направления потока рабочей жидкости. В насосах НПМ,
НПС, НПД имеет
ся вспомогательный шестеренный или пластинчатый насос, который слу
жит
источником питания
устройств управления. На рис. 21 для этой цели
применен шестеренный
насос, ведущая шестерня
22
которого шпонкой за
креплена на приводном валу, а ведомая
16
-
на оси
18.
Крышка
25
и
диск
23
дополняют конструкцию шестеренного насоса. В радиально
-
поршневых нас
осах НПР с ручным управлением вспомогательного насоса
нет. На рис. 21
устройства управления не показаны.
Радиально
-
поршневые гидромашины могут работать и в режиме
гидродвигателя.
Среднее значение крутящего момента гидродвигателя многократного
действия
опре
деляется по формуле
где
т
-
число рядов цилиндров;
г
-
кратность хода
поршней;
h
-
величина хода поршней.
Радиально
-
поршневые гидромоторы получили предпочтительное
применение в
гидропередачах с большими крутящими моментами и малы
ми скорост
ями вращения.
В автотракторостроении, в дорожно
-
строительных машинах (в том
числе в некоторых
лесотранспортных машинах) перспективно применение
высокомоментных радиально
-
поршневых гидромоторов, используемых в качестве ведущего звена трансмиссий.
Применение
таких гидромоторов в силовой передаче транспортных машин дает целый ряд
преимуществ: в
отдельных случаях исключается надобность применения понижающих ре
-
дукторов, обеспечивается независимость компоновки агрегатов трансмис
сии на машине,
создается возможнос
ть производить торможение без ис
пользования двигателя и
тормозных устройств и др.
Примером высокомоментных радиально
-
поршневых гидромоторов
служат
гидродвигатели типа
MP
, выпускаемые Одесским заводом «Строй
-
гидравлика».
Техническая характеристика гидромот
оров типа
MP
дана в
табл. 7.
Таблица
7
Техническая
характеристика гидромоторов типа
MP
Типоразмер
Показатели
Рабочий объем,
451
707
1126
1809
2780
4503
6995
Давление на
входе, МПа:
номинальное
21
25
21
25
21
25
21
25
21
25
21
25
21
25
Давление на
выходе, не бо
-
2,5
2,5
2,5
2,5
2,5
2,5
2,5

Угловая ско
-
рость враще
ния,
об/мин:
минимальная
1,5
400
1
340
1
280
1
220
1
170
1 120
1 80
Крутящий мо
-
1,34
2,1
3,38
5,44
8,37
13,5
21
Эффективный
кпд
0,84
0,85
0,85
0,85
0,85
0,85 560
0,85
760
Масса, кг
85
105
150
Габарит, мм:
высота
ширина
364
372
405
396
462
434
54
8
5
04
642
56
2
766
680
856
730
Аксиально
-
поршневые насосы и гидромоторы.
Аксиально
-
поршневые
гидромашины нашли широкое применение в гидропривод
ах,
что объясняется рядом их
преимуществ. Так, например, по сравнению с
радиально
-
поршневыми аксиально
-
поршневые гидромашины имеют
меньшие радиальные размеры, массу, габарит, момент
инерции вращаю
щихся масс, более высокий КПД и могут работать при большей
частоте
вращения.
Аксиально
-
поршневой насос состоит из блока цилиндров
8
(рис. 22) с поршнями
(плунжерами)
4,
шатунов 7, упорного диска
5,
распредели
тельного устройства
2
и ведущего
вала
б.
Во время работы насоса при
вращении вала приходит во вращение и б
лок цилиндров.
При наклонном
расположении упорного диска (см. рис. 22,
а, в)
или блока цилиндров
(см.
рис. 22,
б, г)
поршни помимо вращательного совершают и возвратно
-
поступательные
-
аксиальные движения*. В тот момент, когда поршни вы
двигаются из цилиндр
ов, происходит
всасывание, а когда вдвигаются,
-
нагнетание. Через окна
3
и
1
в распределительном
устройстве
2
цилиндры попеременно соединяются то со всасывающей, то с напорной
гидролиния
ми. Для исключения соединения всасывающей линии с напорной блок ци
ли
ндров
плотно прижат к распределительному устройству, а между окна
ми этого устройства есть
уплотнительные перемычки, ширина которых
Ъ
больше диаметра
d
K
отверстия
соединительных каналов в блоке цилиндров.
Обычно
Ъ
= 1,1
-
1,2*4. Для уменьшения
гидравлическ
ого удара при пере
ходе цилиндрами отсечек в уплотнительных перемычках в
последних сде
ланы дроссельные канавки в виде небольших усиков. Благодаря этим уси
кам
давление жидкости в цилиндрах повышается равномерно.
Рабочими камерами аксиально
-
поршневых насос
ов являются цилин
дры, аксиально
расположенные относительно оси ротора, а вытеснителя
ми
-
поршни. По виду передачи
движения вытеснителям аксиально
-
поршневые насосы подразделяются на насосы с
наклонным блоком
(см. рис. 22, б, г) и с наклонным диском (см. ри
с. 22,
а, в).
Известные конструкции аксиально
-
поршневых насосов выполнены
по различным
принципиальным схемам.
В
насосах,
схема
которых
приведена
на рис. 22,
а,
приводной вал
соединен с наклонным диском силовым
карданом, выполненным в виде универсального
ша
рнира с двумя степеня
ми свободы, а поршни с диском
-
шатунами. При такой схеме
крутящий момент от приводящего двигателя передается блоку цилиндров через кар
дан и
наклонный диск. С блоком цилиндров ведомый вал соединяется шпонкой. Назначением
такого соеди
нения является передача через ведо
мый вал крутящего момента, необходимого
только для преодоления сил
трения между торцом блока цилиндров и распределительным
устройством.
Начальный прижим блока цилиндров к распределителю обеспечивается
пружиной. Во время р
аботы насоса блок цилиндров прижимается к рас
пределительному
устройству давлением жидкости.
В насосах с силовым карданом имеет место пульсация угловой ско
рости ведомого вала,
сопровождающаяся дополнительными колебаниями подачи насоса, а также значительны
ми
динамическими нагрузками и виб
рациями карданного соединения.

По схеме рис. 22,
а
выполнен
универсальный
регулятор скорости
(УРС), применяемый
в приводе некоторых
деревообрабатывающ
их ма
шин. Для
уменьшения
неравномерности
угловых скоростей и
динам
иче
ских
нагрузок
максимальная частота
вращения валов
насоса и гидромо
тора
в УРСе ограничена и
принята равной 500
об/мин, а наибольшие
уг
лы наклона дисков
равны 20°.
В
насосах
с
двойным
несиловым
карданом
(см. рис.
21,6) углы между
осью промежуточного
ва
ла и осями ведущего
г
ведомого валов
принимают
одинаковыми и равными у, =
у
2
=
—
. При такой
схеме вращение ведущего и ведомого валов
будет практически синхрон
ным, а кардан полностью разгруженным, так как крутящий
момент от при
водящего двигателя передаетс
я блоку цилиндров через диск 5, изготовляе
мый
заодно с валом
6.
Двойной несиловой кардан осуществляет механиче
скую связь между
блоком цилиндров и диском, передавая ротору крутя
щий момент, необходимый только для
преодоления сил трения между тор
цом блока
цилиндров и распределительным диском, а в
переходных режи
мах, кроме того, и момент от сил инерции.
По схеме рис. 22,
б
в нашей стране изготовляют насосы и гидромо
торы гаммы
II
, насос
типа НПА
-
64 и другие гидромашины.
Насосы
с
точечным
касанием
поршней
н
аклон
ного
диска
(см. рис. 22,
в)
имеют наиболее простую конструкцию, по
скольку здесь нет шатунов и универсальных
шарниров (карданных валов).
Однако для того, чтобы машина работала в режиме насоса,
необходимо
принудительное выдвижение поршней из цилиндров
и прижатие их к
опорной
поверхности наклонного диска (например, пружинами, помещен
ными в цилиндрах). По
схеме рис. 22,
в
изготовляют гидромоторы ти
па Г15
-
2, применяемые в станкостроении.
Существенным недостатком гидромашин с точечным касанием
поршней на
клонного
диска является высокое напряжение в месте контакта,
что ограничивает давление жидкости.
Эти гидромашины выпускаются
сравнительно небольшой мощности.
В гидромашинах
бескарданного
типа (см. рис. 22,
г)
блок цилиндров
соединяется с ведущим валом через
шайбу и шатуны
поршней. В таких машинах на блок
цилиндров передается лишь момент от
сил трения и инерции. По сравнению с
гидромашинами с карданной свя
зью машины бескарданного типа проще в изготовлении,
надежнее в экс
плуатации, имеют меньший габарит блок
а цилиндров.
Гидромашины бескарданного типа получили распространение в по
следние годы. Они
выпускаются различных мощностей
-
от самых малых до 3000 кВт. Их применяют в
приводе рабочего оборудования и в транс
миссиях лесозаготовительных, дорожно
-
строительн
ых и транспортных
машин (насосы и гидромоторы серий 207... 210; 310 ... 333;
насосы типа
НА конструкции ВНИИгидропривод и другие).

Подача (расход) аксиально
-
поршневой гидромашины зависит от хо
да поршня, который
определяется углом
у
наклона диска или блока
цилин
дров. Если конструкция гидромашины
в процессе ее эксплуатации допус
кает изменение угла
у,
то такие машины регулируемые.
При изменении уг
ла наклона шайбы или блока цилиндров с (+
у)
на (
-
у)
достигается ревер
-
сирование движения потока жидкости в на
сосе или вращения вала гидро
мотора.
Подача аксиально
-
поршневых насосов неравномерная, а характер ее изменения такой же, как
и у радиально
-
поршневьгх насосов.
Среднюю подачу (расход) определяют по следующим формулам
.
Для машин с бесшатунным приводом
а
для машин с шатунным приводом
где
d
-
диаметр цилиндра;
D
и
D
'
-
диаметр окружности, на которой расположены центры
окружностей цилиндров или закреплены шатуны на диске;
Dtgy
и
D
'
siny
-
ход поршня при повороте блока цилиндров на 180°;
г
-
число поршней (в аксиально
-
поршневых гидромашинах, так
же, как и в
радиально
-
поршневых, число поршней принимает
ся нечетным, обычно
z
= 7, 9,
11).
Аксиально
-
поршневые гидромашины обратимы.
Если рабочая жидкость поступает в цилиндр под давлением, то на
по
ршень
действует (рис. 23) сила
Р
—
р
. Тангенциальная составляю
щая этой силы на
дискеТ =
Ptgy
создает момент
Суммарный крутящий момент на диске от
z
поршней равен
Так же, как в радиально
-
поршневых гидромоторах, этот момент но
сит пульсирующий
харак
тер. Среднее значение крутящего момента акси
ально
-
поршневого гидромотора
определяют по формуле

В настоящее время машиностроительная промышленность, выпуска
ет различные
конструкции аксиально
-
поршневых гидромашин, выполнен
ных по схемам на рис. 21.
В
гидроприводах лесных машин получили при
менение насосы типа 207 и 223, насосы и
гидромоторы типа 210 ... и
МПА
-
64 и гидромоторы типа Г15
-
2.
На рис. 24 дана конструкция нерегулируемой обратимой бескардан
ной гидромашины типа 210.ХХ.УУ.ЧЧ.1.* Внутри корп
уса
13
размещен ка
чающий узел, конструкция которого одинакова для машин типа 207...,
223 ... и 210
..
Качающий узел состоит из вала
1
с фланцем, блока цилин
дров 7, семи поршней
6
с шатунами 5 и центрального шипа
9.
Вал враща
ется в радиальном
3
и сдвоенн
ом радиально
-
упорном
4
подшипниках, ко
торые фиксируются пружинными кольцами. Сферические головки шату
нов и пальца с помощью шайбы
11
закреплены в гнездах фланца
12
вала.
Второй конец центрального шипа
9
упирается в распределительный диск
8,
имеющий сфе
рическую поверхность. При работе гидромашины блок ци
линдров плотно прижимается к распределительному диску давлением
жидкости, а при холостом ходе
-
тарельчатой пружиной
10.
Окна распре
делительного диска соединены с
напорной и всасывающей
(сливной) гид
ролиниями каналами,
проложенными в задней крышке
8.
В передней
крышке
2
установлена
самоподжимная манжета,
исключающая утечки ра
бочей жидкости по валу насоса.
Блок цилиндров размещен под
углом 25° к
валу. В гидромашинах типа 210 ...
этот угол изменяться
не может.
Регулируемый
самовсасывающий насос
207.ХХ.00.ЧЧ* (рис. 24) со
стоит
из неподвижной
2
и подвижной
6
частей корпуса, внутри
которого
установлены
унифицированный качающийся
узел
12
и распределительный
диск 8.
-
Подвижная часть корпуса
вместе с блоко
м цилиндров
поворачива
ется в подшипниках
3
относительно оси
I
-
I
на угол
-
/ = ±25°. Благодаря
этому
достигаются реверсирование потока и изменение подачи насоса. По
ворот подвижной части
корпуса производится за цапфу 7 гидроусилителем
типа 452... (реверсивн
ые насосы) или
регулятором мощности типа 400 ... (нереверсивные насосы). В нереверсивных насосах окна
распределитель
ного диска соединяются с напорной гидролинией каналами
10
и
5
в крыш
ке Р.

и в корпусе, а с линией всасывания
—
каналом
11.
Реверсивные нас
осы
отличаются наличием двух каналов
10
в
крышке и двух каналов 5 в корпу
се, а
вместо фланца
13
установлен фланец,
конструкция которого анало
гична
конструкции фланца
4.
Регулируемый сдвоенный насос типа
223 ... (рис* 25) состоит из двух
унифицированных
качающих узлов
4.
Валы 2 каждого качающего узла
приводятся во вращение от приводного
вала
1
через редуктор 3, встроен
ный в
корпус насоса. Поворотные части корпуса
каждого качающего узла
имеют
конструкцию, аналогичную конструкции
насосов типа 207 .... Регу
лирование подачи
насоса осуществляется регулятором
мощности одновре
менным поворотом
подвижных частей корпуса, т. е.
одновременным изме
нением угла наклона
блоков цилиндров обоих качающих узлов.
С этой целью цапфы 75 каждого
качающего узла соединены межд
у собой
вильчатой пластиной
12.
Регулятор
мощности состоит из двухступенчатого
плунжера 7, тяги
8,
пакета пружин
9,
упорных шайб
10
и ограничительных
винтов
б и 11
максимальной и
минимальной подач. Ступени плунжера
имеют равные площади; под каждую из
них п
о трубкам
5
подводится жид
кость из
линий нагнетания насосов. Тяга
8
через
вильчатую пластину со
единена с цапфами
поворота качающих узлов. Жесткость
пружин
9
и тол
щину упорных шайб
подбирают так, чтобы обеспечить
постоянство мощ
ности насоса при
изменени
и нагрузки на гидропривод. При
малых давле
ниях двухступенчатый
плунжер от воздействия пружин занимает
крайнее
правое положение, что
соответствует максимальной подаче
насоса. При
увеличении давления,
развиваемого насосом, плунжер
перемещается вле
во, сжима
я пружины.
Тяга
8,
также перемещаясь влево,
уменьшает угол
наклона блока
цилиндров качающих узлов и подачу
насоса. Техническая
характеристика
гидромашин типа 207 ..., 210 ... и 223 ...
приведена в
табл. 8.
Гидромотор Г15
-
2 (рис. 26) выполнен по
схеме (рис.
22,
в),
состоит
из ротора
10
с поршнями
17,
барабана 7 с
толкателями
19,
вала
1,
корпуса
4,
в
наклонной расточке которого размещен
упорно
-
радиальный шарико
подшипник
6,
корпуса 9 и распределительного
устройства
13 с
полуколь
цевыми пазами
14.
По одному
па
зу рабочая жидкость подводится к рото
ру, а по другому отводится на слив.
Полукольцевые пазы разделены двумя
перемычками, в которых имеются дроссельные
канавки, исключающие
запирание рабочей жидкости в цилиндрах в момент перехода ими
разде
лительных перемы
чек. Барабан на валу закреплен шпонкой
18,
а ротор ус
тановлен
свободно и центрируется узким пояском. Барабан и ротор соеди
нены поводком
8,
входящим в паз барабана. Пружины
11
поджимают.ро
тор к распределительному диску.
Вал гидромотора вращается в подшип
никах 5 и
16.

Гидродвигатель работает следующим образом. Жидкость из напор
ной линии через
соответствующие отверстия
15,
полу кольцевые пазы и окна в роторе поступает в
цилиндры. Воздействуя на поршни и связанные
с ними толкатели, жидкость выдвигает их и
поджимает толкатели к на
клонному шарикоподшипнику. Возникающие при этом
составляющие тан
генциальных сил создают крутящий момент, от которого толкатели
вместе с барабаном, валом, ротором и поршнями приходят во вращение. Одно
временно с
этим толкатели и по
ршни, находящиеся против второго полу
кольцевого паза, задвигаются и
вытесняют рабочую жидкость в сливную
линию.
Скорость вращения ротора определяется расходом жидкости в гид
ромоторе. При
реверсировании потока происходит изменение направления вращения вал
а гидромотора.
При такой конструкции гидромотора толкате
ли передают на поршни, а следовательно, на
ротор и на распределитель
ный диск только осевые усилия. Силы же, которые создают
крутящий мо
мент, передаются на вал гидромотора только через толкатели и б
арабан.
Все детали гидромотора смазываются рабочей жидкостью, которая
находится внутри
корпуса. Благодаря этому исключается «сухое» трение, и
обеспечивается долговечность
гидромотора. Манжета 2, фиксируемая
крышкой
3,
исключает утечки рабочей жидкости по
в
алу. Утечки из кор
пуса отводятся через дренажное отверстие
12,
Техническая
характеристика
гидромоторов Г15
-
2 приведена в табл. 9.
Таблица 8
Техническая характеристика аксиально
-
поршневых гидромашин
Типы гидромашин
Показатели
210.12
210.12.
В
210.16
2
10.16
В
207.2
0
210.2
207.2
5
210.2
210.3
2
207.3
223.20
223.25
Рабочий объем,
11,6
11,6
28,1
28,1
54,8
107
225
54,8x2
107x2
Давление,
МПа:
номинально
16
32
20
32
16
25
20
32
20
32
20
32
20
32
20
32
20
32
Угловая
скорость
вращения,
об/ми
н:
номинальная
максимальная
2800
5000
400/50
280
0
500
0
2240
4000
400/50
230
0
400
0
1500
3150
400/50
1500
3150
-
400/50
960
2000
400/50
1800
3150
400/
-
1400
2500
400/
-
КПД при/)„
и
v
= 33
-
10^ м
2
/с:
эффективн
0,90
5
0,
96
0,90
8
0,96
3
0,91
0,96
5
0,917
0,97
0,92
0,97
5
0,91
0,97
0,91
5
0,97
Тонкость
40
40
40
40
40
40
40
Крутящий
момент (при
работе в режиме
гидро
мотора), кН
-
м:
29
46
71
113
139
218
260
415
565
895
_
„
Масса
, кг
5,5
12
25,39
52,75
100,14
162
280
Таблица 9
Техническая характеристика гидромоторов Г15
-
2
Марка гидромоторов
Показатели
Г15
-
21
Г15
-
22
П5
-
23
Г15
-
24
Г15
-
25
Рабочий объем,
ПД
20
40
80
160
Номинальный
расход, л/мин
10,8
19,2
38,4
76,8
154
Давление на
входе, МПа:
номинальное
6,3
12,
5
6,3
12,
5
6,3
12,
5
6,3
12,
5
6,3
12,
5
Частота
вращения,
об/мин:
номинальная
максимальная
960
240
0 40
960
2100
30
960
1800
20
960
1500
20
960
1300
20

Крутящий
момент, Н
-
м,
номинальны
й,
9,4
16,7
33,3
66,7
133
КПД
0,87
0,87
0,87
0,87
0,87
Масса, кг
4,5
7
12
20
40 "
Дальнейшим повышением технического и эксплуатационного уров
ней гидромашин
серии 200 стало создание аксиально
-
поршневых гидро
машин серии 300 с ре
шением задач
повышения технического ресурса в
1,5
-
2 раза, а также повышения номинального давления
до 32 МПа и мак
симального до 40 МПа. Гидромашины серии 300 удовлетворяют совре
-
менным требованиям при их применении в гидроприводах мобильных ма
шин, для кот
орых
экономически и технически целесообразно использова
ние высокого давления. В
обоснованных случаях гидромашины серии 300
заменяют гидромашины серии 200.
Конструкция и работа гидромашин се
рии 300 (310, 311, 312, 323, 333) принципиально не
отличаются от
уже рас
смотренных аксиально
-
поршневых гидромашин типа 210 и 207. И в
рас
смотренных гидромашинах, во всех типах гидромашин серии 300 также
применены
унифицированный качающий блок и редуктор; в регулируемых
гидромашинах изменение
рабочего объема, а следова
тельно, подачи осу
ществляется регулятором мощности.
Конструкция регулятора мощности аналогична рассмотренному в регулируемом насосе типа
207. Корпусные
детали гидромашин серии 300 изготовлены из сплавов алюминия.
Двухпоточные насосы типа 323 обеспечивают
как суммарное, так и бесступенчатое
регулирование каждого качающего блока. Конструкция
двухпоточного насоса типа 323.20
предусматривает установку третьего не
регулируемого с небольшой подачей насоса, который
может быть приме
нен для гидравлических приводов
рулевого устройства, поворотного за
-
хватного устройства и др. Производитель гидромашин серии 300
-
ОАО
«Пневмостроймашина». Общий вид насосов и гидромоторов серии
300 дан на рис. 27.
4.4. Сравнение гидромашин
В настоящее время в гидроприводах машин пр
именяют насосы и гидромоторы,
отличающиеся по схемам исполнения, по конструкции и
по рабочим параметрам. При
выборе гидромашин приходится учитывать
многие факторы: давление, рабочий объем,
частоту вращения ротора,
мощность, КПД, регулируемость, обратимость
, уровень
пульсации пото
ка и уровень шума, долговечность, тип рабочей жидкости, характер
обслуживания и условия эксплуатации, стоимость. Ни одна из известных
конструкций
гидромашин в полной мере не удовлетворяет всем указан
ным условиям. Поэтому
окончател
ьный выбор машины основан на ком
промиссе или зависит от того, какие из
перечисленных требований яв
ляются основными, определяющими для конкретного
привода машины.
О стоимости различных типов гидромашин можно судить по по
купной
цене насосов, имеющих одина
ковую подачу. По данным зару
бежных фирм, выпускающих
гидрооборудование, соотношение покуп
ных цен насосов будет следующим*:
шестеренные
-
1; пластинчатые
-
1,25; нерегулируемые аксиально
-
поршневые
-
1,95;

регулируемые акси
ально
-
поршневые
-
2,9; нерегулируемые
радиально
-
поршневые
-
2,1;
регулируемые радиально
-
поршневые
—
3,1. По этим же соотношениям
цен можно судить
и о стоимости насосов отечественного производства.
Было бы
, однако, неправильным делать вывод о преимуществах одной конструкции
машины перед другой только по их стоимости, без
учета эксплуатационных затрат всей
гидросистемы в целом. Может ока
заться экономически целесообразным применение более
дорогостоящего
насо
са, но рассчитанного на длительный срок службы, работающего при
более высоком давлении и регулируемого, так как в этом случае можно
снизить стоимость
других элементов гидросистемы, уменьшить затраты на ремонт и обслуживание
гидромашины и т. д. Известно, на
пример, что
в гидроприводах с дроссельным управлением
срок службы рабочей жид
кости из
-
за ее «мятия» меньше, а объем гидробаков больше, чем
в гид
роприводах с машинным управлением. Кроме того, при дроссельном управлении
мощность, потребляемая нерегулируемы
м насосом, больше мощности, потребляемой
регулируемым насосом в гидроприводах с ма
шинным управлением. В результате из
-
за
более частой смены и больше
го расхода рабочей жидкости и электроэнергии общие
экономические показатели гидропривода с более дешевым н
ерегулируемым насосом
могут оказаться хуже экономических показателей гидроприводов с бо
лее дорогим, но
регулируемым насосом.
При прочих равных условиях надежность работы гидромашины
определяется степенью
конструктивной сложности насосов и гидромо
торов. М
ашина будет тем надежнее, чем
проще ее конструкция и чем меньше узлов и деталей она имеет, так как известно, что выход
из строя любой детали нарушает работоспособность, а следовательно, и надеж
ность
гидромашины. В этом отношении пластинчатые, особенно шес
те
ренные, гидромашины до
последнего времени выгодно отличались от
роторно
-
поршневых.
Сравнивая между собой пластинчатые и шестеренные гидромаши
ны, следует
подчеркнуть, что у первых больше поверхностей скольже
ния, по которым должна
обеспечиваться гермети
зация. В условиях экс
плуатации гидроприводов, когда
окружающий воздух запылен и загряз
нен микронными частицами песка и глинозема,
абразивный износ кон
тактирующих поверхностей у пластинчатых машин происходит
интен
сивнее, чем у шестеренных. Соответственн
о, в процессе эксплуатации падение
объемного КПД у пластинчатых гидромашин оказывается за
метнее, чем у шестеренных. Не
случайно, что в гидросистемах лесных,
сельскохозяйственных и дорожно
-
строительных
машин предпочтение отдавалось, да и сейчас отдается, ш
естеренным гидромашинам.
Роторно
-
поршневые гидромашины в конструктивном отношении сложнее
шестеренных и пластинчатых. Однако они допускают плавное регулирование и реверс,
обладают возможностями дистанционного и ав
томатического управления, детали их
рабочи
х пар являются телами вра
щения, а потому они проще в изготовлении и могут быть
выполнены с
малыми зазорами. Благодаря малым зазорам роторно
-
поршневые гид
-
ромашины могут работать при высоких давлениях, имея сравнительно
высокий объемный
КПД.
Роторно
-
поршне
вые гидромашины находят применение в регули
руемых
гидроприводах сравнительно большой мощности, к которым
предъявляются высокие
требования в отношении точности и скольже
ния, массы и габарита. К таким передачам
относятся гидравлические
следящие системы, ги
дрообъемные трансмиссии транспортных
машин,
гидросистемы лесосечных машин и кузнечно
-
прессового оборудования,
других
машин и оборудования.
При сравнении между собой роторно
-
поршневых гидромашин учи
тывают, что:
-
благодаря торцевому распределению объемные
потери у акси
ально
-
поршневых
гидромашин меньше, а следовательно, они могут ра
ботать при большем давлении, чем
радиально
-
поршневые; при этом с увеличением давления объемный КПД аксиально
-
поршневых машин
практически не изменяется;
-
аксиально
-
поршневые насос
ы работают при больших скоростях
вращения вала,
благодаря чему при одинаковых рабочих объемах подача
аксиально
-
поршневых насосов
больше, а весовая отдача (вес насоса на единицу мощности) меньше, чем у радиально
-
поршневых;
-
полный КПД аксиально
-
поршневых гид
ромашин выше, чем ра
диально
-
поршневых;
-
аксиально
-
поршневые гидромашины требуют более тонкой очи
стки рабочей
жидкости, чем радиально
-
поршневые;
-
производство и конструкция аксиально
-
поршневых гидромашин
сложнее, чем радиально
-
поршневых;
-
радиально
-
поршн
евые гидромоторы могут развивать большие
крутящие моменты, чем аксиально
-
поршневые.

В качестве примера применения роторно
-
поршневых гидромашин можно указать на
гидрообъемную трансмиссию транспортных машин. Многими советскими и
зарубежными специалистами так
ая трансмиссия
рассматривается как наиболее
перспективная. Гидрообъемная трансмис
сия компонуется из высокооборотного
регулируемого аксиально
-
поршневого насоса и нерегулируемых высокомоментных
радиально
-
поршневых гидромоторов. При этом конструкция гидромот
ора такова, что его
можно разместить непосредственно в ободе автомобильного ко
леса (например,
гидромотор конструкции финской фирмы
SISU
). При
менение тихоходных
высокомоментных радиально
-
поршневых гидромо
торов позволяет в нужных случаях
уменьшить число п
онижающих ме
ханических передач и даже совсем исключить их из
привода машины.
Сравнивая различные типы гидромашин, следует обратить внима
ние и на их
неодинаковую способность воспринимать динамические на
грузки, вызванные резким
изменением скоростей и моме
нтов.
Шестеренные гидромашины, детали которых имеют больший за
пас прочности,
лучше других воспринимают перегрузки и могут рабо
тать при большей частоте
вращения. Меньшую способность выдержи
вать перегрузки имеют пластинчатые
гидромашины, уязвимым местом
к
оторых является линия контакта пластин с ротором.
Аксиально
-
поршневые гидромашины воспринимают динамические нагрузки хуже.
В последние годы все более широкое применение получают акси
ально
-
поршневые
насосы и гидромоторы. Этому способствовала органи
зация с
ерийного выпуска аксиально
-
поршневых гидромашин бескардан
ного типа, отличающихся простотой своей
конструкции, высокой эф
фективностью и надежностью в работе.
Глава 5. ГИДРОЦИЛИНДРЫ И ПОВОРОТНЫЕ
ГИДРОДВИГАТЕЛИ
Гидроцилиндром
называется объемный гидродвигат
ель, в ко
тором выходное звено
(шток, плунжер или корпус) совершает ограничен
ное возвратно
-
поступательное движение.
Гидроцилиндры являются наибо
лее распространенными гидродвигателями, применяемыми в
машинах, аг
регатных станках и поточных линиях лесопром
ышленных предприятий. В
качестве примера машин, в гидроприводах которых применяют гидроци
линдры, служат
валочно
-
пакетирующие машины, лесные погрузчики, по
луавтоматические линии для
раскряжевки хлыстов, сплоточная машина
«ЦНИИЛесосплава 2М» и др.
Объемный
гидродвигатель с ограниченным углом поворота выход
ного звена (вала или
корпуса) называется поворотным гидродвигателем.
Этот тип гидродвигателя в машинах
лесной промышленности в настоящее
время применяется значительно реже (в манипуляторах
-
для привода п
о
ворота грейферного захвата; в многооперационных лесозаготовительных
машинах
-
в приводе надвигания пилы).
5.1. Классификация и принципиальные схемы гидроцилиндров
Гидроцилиндры классифицируют по виду рабочего звена, по харак
теру хода выходного
звена, по
направлению действия рабочей жидкости,
по числу положений выходного звена и
по возможности торможения.
По виду рабочего звена
гидроцилиндры подразделяются на поршне
вые, плунжерные,
мембранные и сильфонные. В поршневых гидроцилинд
рах рабочим звеном являе
тся поршень,
в плунжерных
-
плунжер; в мем
бранных
-
мембрана, а в сильфонных
-
сильфон. Мембранные
и сильфон
ные гидроцилиндры получили применение в системах гидропневмоавто
матики при
небольших перемещениях выходного звена и когда требуется высокая или а
бсолютная
герметичность гидродвигателя.
По характеру хода выходного звена
поршневые гидроцилиндры мо
гут быть
одноступенчатыми и телескопическими. У гидроцилиндров одно
ступенчатых полный ход
выходного звена равен ходу рабочего звена. Те
лескопические гидр
оцилиндры имеют два и
более концентрично располо
женных рабочих звена (поршня), перемещающихся
относительно друг
друга. При этом сумма ходов всех рабочих звеньев равна полному ходу
выходного звена. Телескопические гидроцилиндры применяют, когда га
барит ги
дродвигателя
ограничен по длине. (Пример: машина для обслужи
вания линий уличного освещения).
По числу положений выходного звена
гидроцилиндры могут быть
двухпозиционными
(выходное звено имеет только два фиксированных по
ложения) и многопозиционными
(выход
ное звено имеет три и более фик
сированных положений
-
позиционеры).
По возможности торможения
гидроцилиндры подразделяются на
гидроцилиндры,
снабженные устройствами, обеспечивающими торможе
ние выходного звена в конце хода, и
на гидроцилиндры без торможен
ия, то
есть без специальных устройств, обеспечивающих
торможение выходного
звена в конце хода.
По
направлению действия
рабочей жидкости
гидроцилиндры мо
гут быть
одностороннего и двухстороннего действия.

В
гидроцилиндрах
одностороннего
действия
ра
бочий хо
д совершается
под действием рабочей жидкости, а холостой
-
от
усилия пружины, электромагнита,
упругих сил мембраны или
сильфона
или под действием веса подвижных частей гидроцилиндра
при подключе
нии его к сливной гидролинии.
В гидросистемах машин
лесной промышленности чаще других при
меняют поршневые,
плунжерные одноступенчатые и телескопические гид
роцилиндры одностороннего действия
(рис. 28). По сравнению с поршне
выми (рис. 28,
а),
плунжерные гидроцилиндры (рис. 28,
6)
дешевле и кон
структивно
проще, так как при их изготовлении внутреннюю поверхность
цилиндра подвергают лишь грубой обработке, для них требуется меньшее
число уплотнений,
а в качестве плунжера можно применить трубу (см. рис. 28, д). В последнем случае
уменьшается вес гидроцилиндра,
а сам
плунжер (или гидроцилиндр) разгружается от
усилий, вызывающих сжатие
и изгиб. Нагрузка на рабочий орган машины передается через
шток или
плунжер (если цилиндр неподвижен), через цилиндр, корпус мембраны
или
сильфона (при неподвижных штоке или плунже
ре).
Без учета сил трения усилие, развиваемое рабочей жидкостью и пере
даваемое через
поршень на шток, при неподвижном цилиндре (см. рис. 28,
а)
равно
а усилие,
передаваемое на плунжер (см. рис. 28, б)
.
В последнем
уравнении усилие
вызывае
т продольный изгиб плунжера, а усилие
воспринимается его донышком. Усилие, передаваемое на цилиндр при не
подвижном
плунжере, равно
.

В мембранных гидроцилиндрах (см. рис. 28, в) мембрана
1
представ
ляет собой плоское
или торообразное кольцо с жестким
центром
2
для крепления выходного
звена
3.
Эффективная площадь мембраны
-
величина переменная, зависящая от
, и
материала, из ко
торого она изготовлена. Без учета сил трения и жесткости мембраны по
-
лезное усилие на штоке равно
Сильфонные гидроцилиндры
(см. рис. 28,
г)
изготовляют из одно
-
и
многослойного
металлического материала. Ход штока обычно не превы
шает 25 % длины сильфона. Усилие,
развиваемое сильфоном при действии внутреннего давления,
В
известных
конструкциях сильфонов чаще все
го
.
В приведенных выше формулах:
р
-
давление рабочей жидкости;
D
-
внутренний диаметр
цилиндра; Д,
-
диаметр мембраны;
D
x
и
£>
2
-
диаметр
гофров сильфона;
d
\
-
внутренний
диаметр плунжера;
d
u
-
диаметр жест
кого центра;
с
-
жесткость пружины или сильфона;
h
-
ход штока;
к
-
ко
эффициент, учитывающий изменение эффективной площади мембраны и
равный 0,97
-
1,03.
В телескопических гидроцилиндрах (см. рис. 28,
д)
при рабочем ходе
вначале
выдвигается шток или плунжер, имеющий больший диаметр,
d
\
,
a
затем меньший
-
d
2
-
В гидроцилиндрах двухстороннего действия вы
ходное звено перемещается под
действием рабочей жидкости в двух про
тивоположных направлениях.
В гидросистемах машин лесной промышленности чаще применяют поршневые
гидроцилиндры двухстороннего действия (рис
. 29), которые
могут быть с односторонним и с
двухсторонним штоками. В гидроцилинд
рах с двухсторонним штоком (см. рис. 29,
а)
поршень
двигается с равными
скоростями в обоих направлениях, если диаметры штоков одинаковые, а
в
обе полости гидроцилиндра подае
тся равное количество рабочей жидко
сти. В этом случае
В гидроцилиндрах с разными диаметрами штоков (см. рис. 29,
б)
при
подаче в обе
полости одинакового количества рабочей жидкости скорость перемещения поршня при
рабочем и холостом ходах будет различной
:
Здесь
F
и/
-
эффективные площади поршня рабочей и нерабочей по
лостей
гидроцилиндра. Таким образом, при проектировании гидроцилинд
ра с двухсторонним
штоком требуемые скорости
v
p
и
v
x
можно получить, в
частности, и за счет подбора
соответствующих диамет
ров штоков
d
\
и
d
2
.

Гидроцилиндры с односторонним штоком (см. рис. 29, в) применяют
с целью
уменьшения габарита гидропривода. В таких гидроцилиндрах при
одинаковом расходе
рабочей жидкости скорости рабочего и холостого, хо
да
различные,
то есть
Соответст
венно, усилия, развиваемые рабочей жидкостью при дав
лении на сливе, равном
нулю, будут
Р
р
=
pF
;
P
x
=
pf
.
Так как
F
>
f
,
то при
Q
=
const
и
р
=
const
Если в гидроприводе с гидроцилиндром, имеющим односторонний шток, необходимо
получить одинаковые скорости раб
очего и холостого
ходов, прибегают к дифференциальной
схеме подключения гидроцилиндра
(см. рис. 29,
в).
В этом случае должно быть
F
=2
f
.
Если
по условиям раз
мещения гидроцилиндра на машине поперечные его размеры лимитирова
ны,
а длина не ограничена, требуе
мое усилие на выходном звене можно
получить
последовательным соединением двух или трех гидроцилиндров
(см. рис. 29,
г).
Такие
гидроцилиндры называют комбинированными (тан
дем). Без учета сил сопротивлений усилие,
развиваемое комбинированным
гидроцилиндром,
будем равно
Скорость движения поршня комбинированного гидроцилиндра оп
ределится из
формулы
Схема телескопического
гидроцилиндра двухстороннего действия
приведена
на рис. 29,
д.
Последовательность выдвижения поршней
-
А,
D
2
;
последовательность
втягивания
-
обратная. Недостаток телескопиче
ских гидроцилиндров
-
сложность
конструкции и сравнительно низкий ко
эффициент полезного действия из
-
за большой силы
трения в уплотнениях.
Гидроцилиндры как конструктивный элемент находят применение в поступательных
гидр
опреобразователях давления однократного и двукрат
ного действия.
Гидропреобразователь устанавливают между насосом и
гидродвигателем. Надобность в
гидропреобразователе возникает в тех слу
чаях, когда в гидросистеме требуется
кратковременно создать давление,
превышающее давление, создаваемое насосом. Примером
применения
гидропреобразователя может служить устройство для выпрессовки пальцев из
гусениц тракторов при их ремонте. Для страгивания пальца с места
в гидросистеме
необходимо создать высокое давление, а
после того, как
палец будет сдвинут, это давление
может быть снижено. В этом устройстве
более экономичным может оказаться гидропривод с
недорогим насосом низкого давления и с гидропреобразователем. Другим примером
примене
ния гидропреобразователей давления
служит гидропривод колуна для рас
колки
чураков на поленья в дровобалансовой поточной линии. В момент внедрения ножа колуна в
чурак в гидросистеме преобразователем создает
ся высокое давление, которое в дальнейшем
может быть снижено.

Схема гидропреобразов
ателя однократного действия приведена на
рис. 30,
а.
Рабочая
жидкость под давлением
р
л
поступает от насоса в порш
невую полость
гидропреобразователя. Под действием силы
поршень перемещается вправо,
вытесняя жидкость из штоковой полости в
гидролинию высоко
го давления
Время
t
,
в
течение которого
действует высокое давление, определяется
ходом поршня / и скоростью
его
движения
v
:
При холостом ходе поршня полость 2 заполняется рабочей жидко
стью через обратный
клапан
1.
В гидропреобразователе двойно
го действия (см. рис. 30,
б)
высокое
давление р
в
создается при обоих ходах поршня.
5.2. Конструкция гидроцилиндров
Все гидроцилиндры имеют следующие общие конструктивные эле
менты: поршень, шток
(плунжер), цилиндр (гильзу цилиндра), кр
ышки (го
ловки) цилиндра, направляющие штока,
уплотнения, устройства для подво
да и отвода рабочей жидкости, устройство для отвода
воздуха из цилиндра,
грязесъемники, тормозные устройства.
Поршни изготовляют из чугуна или стали с покрытием бронзой, лату
нь
ю или капроном.
Поршень имеет канавки для установки в них уплотни
-
тельных колец или устройства для
крепления манжетных уплотнений. Рабо
чие поверхности поршня обрабатывают до параметра
шероховатости
Л
а
=1,25
-
0,32_£
КМ
-
Штоки (плунжеры) бывают сплошные и полы
е. В последнем случае они могут быть
выполнены из труб. Штоки изготовляют из углеродистых
марок стали. Поверхность штоков
хромируют, а затем полируют. Хромиро
вание повышает износостойкость штоков и почти в 2
раза снижает коэффи
циент трения. Максимальная
толщина хромового покрытия после полиро
-

вания должна быть около 0,05 мм. Наружную поверхность штоков обраба
тывают с
параметром шероховатости
К
г
,
равным 0,63
-
0,16 /жм.
Наиболее частые соединения штока с поршнем резьбсшое и безрезь
бовое. При резьбовом
со
единении шток имеет резьбовое окончание, и на
эту резьбу наворачивается гайка,
закрепляющая поршень. Безрезьбовое со
единение применяют при больших давлениях, малых
диаметрах штоков, а также в машинах, подверженных вибрационным нагрузкам. В этом
случае (ри
с.
31,
а)
на шток
б
надевается поршень
5,
который фиксируют двумя
полукольцами
4.
На полукольца надевается кольцо 3, которое стопорят пружинным кольцом 2. Для
исключения перетечек жидкости по штоку
служит резиновое кольцо
4
(см. рис. 31,
а
и
б).
Второй кон
ец штока, с которым соединяется исполнительный меха
низм машины, может
иметь внутреннюю или наружную резьбу, отверстие
под палец, шаровое соединение или
соединение в виде проушины. Вариант
соединения в виде проушины на резьбе с шаровой
втулкой приведен на
рис. 31,
s
.
Цилиндры (гильзы цилиндров) изготовляют литые, кованые, а
также из труб. В
машиностроении для изготовления цилиндров чаще при
меняют стальные бесшовные трубы.
Материал цилиндров: чугун, сталь,
латунь, бронза, легированные марки сталей, алюминиев
ые
сплавы. При из
готовлении цилиндров, работающих при
t
<
-
50 °С, применяют ст. 35 и
ст.
45 с улучшением.
Для предохранения внутренней поверхности цилиндра от коррозии,
для повышения
долговечности и уменьшения коэффициента трения при
меняют металлические,
чаще
хромовые, покрытия.
Внутреннюю поверхность цилиндра обрабатывают хонингованием или раскатывают
роликами до параметра шероховатости Д
а
= 0,32
-
0,08 мкм. На
ружную поверхность цилиндра
покрывают грунтовкой и окрашивают масло
-
стойкой краской или кадмир
уют.
Крышки (головки) цилиндров изготовляют литые и кованые. Ма
териал: сталь, латунь,
бронза, чугун. С цилиндром крышки соединяют раз
личными способами: на болтах, на
шпильках, на резьбе, сваркой и т. д.
Выбор способа соединения определяется назначением и
габаритом цилин
дра, а также
величиной рабочего давления. В "качестве примера на
рис! 31,6 приведена схема
соединения крышки с цилиндром на резьбе. На
корпусе цилиндра
1
нарезается резьба под кольцо
2.
Кольцо входит в вы
точку кронштейна 7.
Крышка
5
болт
ами притягивается к цилиндру. Герме
тизация обеспечивается уплотнением
6.
Уплотнение штока
8
обеспечива
ется манжетами
3,
которые удерживаются втулкой
4.
Втулка
4
шпильками
крепится к крышке
5.

Направляющими штока чаще всего являются сами крышки
цилиндр
ов. В этом случае
крышку изготовляют из чугуна или на ней де
лают наплавку из бронзы, капрона и т. д.
Направляющей для штока может
служить также специальная втулка, запрессованная или
вставленная по по
садке в крышки цилиндра. Поверхности направляющих шток
а обрабаты
-
вают до параметра шероховатости Л
а
= 2,5
-
1,25 мкм.
Уплотнения,
являющиеся важнейшим конструктивным элемен
том гидроцилиндров,
выполняют из колец, манжет или набивок. Они
должны исключать наружные утечки
жидкости по штоку и сводить до ми
нимума
внутренние перетечки мимо поршня, быть
долговечными и иметь
возможно меньший коэффициент трения.
Для уплотнения штоков применяют резиновые и резинотканевые
шевронные
многорядные манжеты с предварительным натягом, манжеты
без предварительного натяга, а
так
же набивочные уплотнения.
Поршни чаще уплотняют металлическими кольцами. Уплотнение ре
зиновыми кольцами
хотя и обеспечивает высокую герметичность, но менее
долговечно, чем уплотнение из
металлических колец.
При выборе конструкции уплотнения для гидроцилин
дров можно
руководствоваться
следующими общими соображениями: уплотнение чу
гунными кольцами выгодно, когда
требуется длительная эксплуатация со
единения и когда по условиям работы допускаются
малые перетечки рабо
чей жидкости; уплотнения манжетами сводят
утечки и перетечки
рабочей
жидкости до минимума; резиновыми кольцами рекомендуется уплотнять
короткоходовые (с длиной хода до 50 мм) поршни диаметром до 50 мм.
Подвод и отвод рабочей жидкости производятся через отверстия в
крышках или
цилиндре. В эти отвер
стия ввертывают или приваривают шту
цера, с которыми соединяют
трубопроводы гидросистемы. В гидроцилинд
рах с неподвижным штоком подвод и отвод
жидкости могут производиться через шток, а если через цилиндр, то посредством резиновых
шлангов. При
горизонталь
ном расположении цилиндра на машине подвод и отвод рабочей
жидкости лучше производить через наивысшие точки цилиндра.
Устройства
для
удаления
в о з д у х а предназначены для удаления из
гидроцилиндра воздуха. На рис. 31,
в
показан вариант такого
устройства
в виде
воздухоспускной пробки. При необходимости выпуска воздуха пробку
2
поворачивают
примерно на 1/4 оборота; при этом конус
запорной иглы / отходит с посадочного места, и
через образовавшуюся
щель будет проходить масловоздушная смесь или воздух. Выход
через устройство чистого масла является показателем того, что воздуха в гидро
цилиндра нет.
Грязесъемники
предотвращают попадание грязи и пыли
внутрь цилиндра. Для
этого применяют манжеты из маслостойкой резины,
полихлорвинила или других эластичных

материа
лов; фетровые и войлоч
ные набивки; металлические скребковые грязеочистители.
Грязесъемники, так же, как и уплотнительные манжеты, устанавливают в крышках цилин
дра.
В отдельных случаях уплотнительная манжета может выполнять и
функции грязесъемника.
Для ис
ключения выворачивания из канавки ман
жету армируют или заключают в стальной
каркас. Вариант установки гря
зесъемника приведен ниже.
Для защиты штоков от механических повреждений (камнями и дру
гими твердыми
предметами) применяют защитные кожухи, выполненн
ые из резины, из специальной ткани
или в виде металлических сильфонов. Грязесъемники и защитные кожухи применяют в
гидроцилиндрах многих дорожно
-
строительных и лесных машин, работающих в условиях
повы
шенной запыленности воздуха.
Тормозные
устройства.
Дово
льно часто гидроцилиндры
используют для
возвратно
-
поступательных перемещений тяжелых деталей
и элементов конструкций машин с
такими ускорениями, при которых
инерция достигает значительной величины. В таких
условиях, например,
работают гидроцилиндры подъема
-
опускания стрелы и рукояти лесного
погрузчика, гидроцилиндры валочно
-
трелевочной машины. Для остановки
движущихся масс
без удара применяют демпферные устройства. Некото
рые из них могут быть конструктивным
элементом гидроцилиндра. Прин
цип работы большинс
тва таких устройств основан на
запирании неболь
шого объема жидкости и преобразовании энергии движущихся масс в ме
-
ханическую энергию сжатой жидкости. Из запертого объема жидкость вы
тесняется через
каналы малого сечения. При этом происходят необратимое
пр
еобразование механической
энергии жидкости в тепловую и ее рассеи
вание. Тормозные устройства применяют в
гидроцилиндрах со скоростью
движения поршня более 0,3 м/с.
На рис. 32 приведены принципиальные схемы тормозных устройств, используемых в
гидроцилиндра
х. Отметим некоторые особенности их.
Тормозное устройство в виде пружинного демпфера (см. рис. 32,
а)
имеет увеличенный
габарит и сниженный коэффициент полезного дейст
вия гидроцилиндра из
-
за необходимости
установки в нем мощной пружи
ны. В тормозном устро
йстве (см. рис. 32, б) в конце хода
поршня жидкость
вытесняется из цилиндра через усик переменного сечения в поршне. При
протекании жидкости через усик сопротивление возрастает по мере дви
жения поршня влево.
Соответственно возрастающему сопротивлению
умен
ьшаются инерция, ускорение и
скорость движения поршня. Тормоз
ное устройство, изображенное на рис. 32,
в,
состоит из
короткого ложного
штока (выступа) и выточки в крышке цилиндра. Ложный шток может
иметь цилиндрическую или коническую форму, с лыской или с
отверстия
ми. В конце хода
поршня жидкость, запертая ложным штоком в выточке
крышки цилиндра, вытесняется
оттуда через узкую кольцевую щель. При этом по мере движения поршня сопротивление
движению жидкости через
кольцевую щель возрастает, а инерция, ускоре
ние и скорость
движения
поршня уменьшаются. Если конструкцией гидроцилиндра не предусмот
рено
устройство выточки в крышке цилиндра, то торможение поршня мо
жет быть произведено
при помощи тормозного устройства (см. рис. 32,
г).
В этом устройстве в конце хо
да поршня
стакан
1
упирается в крышку ци
линдра, а жидкость вытесняется из полости
2
через кольцевой
зазор между
стаканом / и поршнем
3.
Пружина
4
возвращает стакан в исходное поло
жение
при холостом ходе поршня.

Помимо рассмотренных применяются тормозны
е устройства в виде
дросселей и
дросселирующих золотников.
Опорные
площадки
кронштейнов
или
крышек
гидроцилиндров располагают
на уровне оси цилиндров или возможно бли
же к оси.
Медленное вращение поршней при работе гидроцилиндров допускается.
Общие техниче
ские требования к гидроцилиндрам устанавливает
ГОСТ. С учетом
ГОСТа для различных отраслей машиностроения разрабо
таны нормализованные
конструкции гидроцилиндров.
Учитывая специфику эксплуатации лесных машин и широкое при
менение
гидроцилиндров в лесном ма
шиностроении, ЦНИИМЭ разработал
руководящий
технический материал (РТМ) на унифицированные поршне
вые гидроцилиндры для
гидроприводов лесных машин на давления 10 и
16МПа.
Конструкция гидроцилиндра по РТМ ЦНИИМЭ приведена на
рис. 33. Гидроцилиндр
ГЦ имеет ут
олщенный шток и рассчитан на давле
ние 16 МПа. Цилиндр
5
и изготовлен из
толстостенной трубы. Крышки на
вёрнуты на цилиндр и зафиксированы фасонными
контргайками. В перед
ней крышке запрессована направляющая
3
для штока. На крышку
навернут
колпак
2
с грязе
съемником
1.
Задняя крышка 7 выполнена заодно с уст
ройством
для крепления гидроцилиндра на машине. Поршень и шток уп
лотнены манжетами
6 я 4, а.
направляющая штока
-
резиновым кольцом
10.
Для исключения перетечек по штоку в месте
его крепления с поршнем у
с
тановлены резиновые кольца
9.
Крепление гидроцилиндра к
исполнитель
ному механизму производится проушиной на конце штока. Для обеспече
ния
нормальной работы при перекосах опор крепления применены сфери
ческие или
цилиндрические втулки
8.
Рекомендуемые РТ
М ЦНИИМЭ
диаметры штоков и поршней
приведены в табл. 10.
Таблица
10

Диаметр
цилиндра,
мм
Диаметр штока,
мм
Диаметр
цилиндра,
мм
Диаметр штока,
мм
(9=1,2
5
р=1,3
3
9
-
lfi
0=1,25
0=1,33
<?=
1,6
25
10
12
14
100
45
50
45
32
14
16
18
125
55
60
55
40
1
8
20
22
160
70
80
70
50
22
25
28
200
90
100
90
60
28
32
36
250
ПО
125
ПО
80
36
40
45
5.3. Расчет гидроцилиндров
Параметры гидроцилиндров.
Геометрические и эксплуатационные
характеристики гидроцилиндров определяются главными, основными, и
вспомога
тельными параметрами.
Внутренний
диаметр
цилиндра!?
является главным па
раметром. Этот
параметр характеризует геометрические размеры и техно
логию изготовления
гидроцилиндра. По нему определяют усилие на штоке и скорость движения поршня при
рабочем ходе. Г
лавный параметр гидро
цилиндров определен ГОСТом. Внутренние
диаметры цилиндра и што
ка (мм), приведены ниже, причем размеры основного ряда
предпочтитель
ны для применения, а размеры, отмеченные звездочкой, применимы
только
для штоков. Основной характерист
икой ряда является величина
Осно
в
-
4*
5*
6*
8*
10
12
16
20
25
32
40
50
63
ной
ряд
80
100
ПО
12
5
14
0
16
0
180 200
220
25
0
32
0
40
0
500
630
80
0
Допо
л
-
4
18
22
28
36
45 56
70
90
ПО
140
180
ните
ль
-
220
280
36
0
45
0
56
0
710
900
ный
ряд
Основными параметрами гидроцилиндров являют
ся диаметр штока
d
,
рабочее
давление
р
и ход поршня
S
.
По диаметру
штока
d
определяют развиваемое усилие и
скорость движения поршня при холостом ходе.
Рабочее давление
р
устанавливает эксплуатационную
и геометри
ческую
характеристики гидроцилиндров. При заданных усилии на штоке

P
-
pF
и скорости движения поршня
v
=
—
увеличение рабочего давле
ния связано с
уменьшением эффективной площади гидроцилиндра и
расхода в гидросистеме. В свою
очередь, с уменьшение
м расхода умень
шаются габарит и вес гидроаппаратуры,
трубопроводов и насоса. С дру
гой стороны, увеличение рабочего давления вызывает
необходимость
применять при изготовлении гидроцилиндров более дорогостоящие и де
-
фицитные материалы, устанавливать в гидр
осистеме сложные по конст
рукции и
дорогостоящие насосы высокого давления, усложняет конст
рукцию уплотнительного
устройства во всех элементах гидросистемы.
Об оптимальном рабочем давлении можно судить по
графику, изо
браженному на рис. 34*. На
0
/
0
этом
графике,
составленном по данным одной из фирм Герма
нии,
приведены зависимости массы и стоимости гидроци
-
линдров двухстороннего дей
ствия от давления. На штоке
всех гидроцилиндров реализу
ется одинаковая мощность.
Как видно из рис. 34, с точки зре
ния стои
мости
гидроцилинд
ров, оптимальным является ра
бочее давление
20
-
30 МПа. Минимальную массу имеют гид
роцилиндры,
рассчитанные на рабочее давление 30
-
40 МПа.
Говоря об оптимальном рабочем давлении, следует
подчеркнуть условность
приведенных значений
р,
т
ак как
выбор рабочего давления определяется и другими факторами
-
весом и стоимостью элементов гидросистемы, свойст
вами
конструкционных материалов, назначением машины и т. п. Можно отметить лишь
стремление в настоящее время к повышению давления как в зару
бежном, так и в
отечественном машиностроении. При проектирова
нии гидроцилиндров их расчет на
прочность ведут по давлению, величина
которого определена ГОСТом.
Ход поршня
S
устанавливает ГОСТ; он зависит от диаметра цилинд
ра и определяется
технологическим
и возможностями завода
-
изготовителя
гидроцилиндров. Верхний предел
установлен равным
S
= 10
D
.
В отдель
ных случаях, по согласованию с заводом
-
изготовителем цилиндров, этот предел может быть увеличен до 15
-
20
Z
) с последующей
проверкой штока
на продольный из
гиб.
К
вспомогательным
параметрам
гидроцилиндров отно
сятся диаметр условного
прохода подводящих отверстий и заделка штока.
Диаметр условного прохода подводящих
отверстий
d
s
устанавливают по
допустимой скорости рабочей жидкости в проходном
отверстии, равно
й
5 м/с:
где
Q
-
максимальный расход через гидроцилиндр, соответствующий
максимальной скорости
движения поршня;
v
-
допустимая скорость рабочей жидкости в отверстии.
Заделкой штока называется расстояние от середины поршня до
сере
дины направляющей
при выдвинутом штоке (см. рис. 31). Заделка штока
увеличивает габарит гидроцилиндра. К
увеличению заделки прибегают
при больших ходах поршня и когда на шток действует
боковая, не совпа
дающая с осью цилиндра, нагрузка. В нормализова
нных гидроцилиндрах
величина заделки штока
Н =
0,62
-
1,0
D
.
Расчеты на прочность.
Прочностными расчетами определяют тол
щину стенок
цилиндра, толщину крышек (головок) цилиндра, диаметр
штока, диаметр шпилек или болтов
для крепления крышек.

1. По нормам Гост
ехнадзора при расчете цилиндров на прочность ограничиваются
учетом только сил от внутреннего давления жидкости без
учета действия внешних сил.
В зависимости от соотношения наружного
£>
н
и внутреннего
D
диа
метров цилиндры
подразделяются на толстостенные и
тонкостенные. Тол
стостенными называют цилиндры, у
которых
а тонкостенными
-
цилиндры, у которых
а)
Толщину стенкиоднослойного толстостенного цилиндра опреде
ляют по формуле Лямэ:
где
р
у
-
условное давление, равное 1,2
-
1,3
р;
[а]
-
допускаемое
напряжение на растяжение, МПа: для чугуна
-
25;
для высокопрочного чугуна
-
40; для стального литья 80
-
100;
для легированной стали
150
-
180; для бронзы
-
42;
ц
-
коэффициент поперечной деформации (коэффициент Пуассо
на), равный для
чугуна 0, для стали
0,29, для алюминиевых сплавов 0,26
-
0,33, для латуни 0,35.
б)
Толщину стенки тонкостенного цилиндра определяют по формуле
или по упрощенной формуле
К определенной по формулам толщине стенки цилиндра прибавляет
ся припуск на
обработку материала. Для
£>= 30
-
180 мм припуск прини
мают равным 0,5
-
1 мм.
2.
Крышки цилиндров могут иметь плоскую или сферическую форму.
а)
Плоскую крышку рассчитывают как плоскую круглую пластину,
защемленную по контуру и нагруженную равномерно распределенной на
грузкой. То
лщину такой крышки определяют по формуле
б)
Толщину крышки цилиндра, имеющей сферическую форму, опре
деляют по формуле
где
d
K
-
внутренний диаметр крышки цилиндра.
Толщина крышки должна быть не менее двойной толщины стенки
цилиндра.
3.
В гидроцилиндрах
тянущего действия штоки работают на растя
жение, а в гидроцилиндрах толкающего действия
-
на сжатие и на про
дольный изгиб.
а)
Если шток работает на растяжение, то его диаметр определяют по
формуле

б)
Диаметр штоков, работающих на сжатие, длина которы
х не превы
шает десяти диаметров
(
l
<10
d
-
«короткие» штоки), определяют по формуле
в) Штоки, длина которых больше 10 диаметров («длинные» штоки),
работающие на
сжатие, рассчитывают на продольный изгиб по формуле
Эйлера:
Формула (5.8) спр
аведлива для случая, когда напряжения в штоке в
момент потери
устойчивости не превосходят предела пропорционально
сти, то есть когда а^, < а
р
. Для
штоков, выполненных из стали 3, например,
формула справедлива при гибкости штока
Х>
100; из стали 5
-
при
Х>
85;
из высококачественных сталей
-
при
X
>
55; из алюминиевых
сплавов
-
при
X
> 5
1.
. Формулу можно записать в виде
г) При горизонтальном расположении гидроцилиндра «длинный»
шток помимо
сжатия или растяжения подвергается изгибу под действием
силы собст
венного веса. В
этом случае
где
М
-
изгибающий момент;
W
'
-
момент сопротивления сечения штока.

4) При креплении крышек (головок) цилиндров болтами или шпиль
ками диаметр
последних определяют из условий их прочности на разрыв. При этом для
гидроц
илиндров толкающего действия
а для гидроцилиндров тянущего действия
где 1,2
-
коэффициент, учитывающий неравномерность предварительной затяжки
болтов или шпилек;
п
-
число болтов или шпилек; [Ор]
-
допускаемое напряжение
болтов или шпилек на ра
зрыв.
Расчет тормозного устройства.
Определяя силы демпфирования при торможении
поршня, можно воспользоваться известным из гидравли
ки уравнением для определения
утечек рабочей жидкости через узкие ще
ли. Если принять, что режим движения
жидкости в кольцев
ом зазоре (см. рис. 32, г), образованный стаканом
1
и поршнем
3,
ламинарный и пренеб
речь кривизной щели*, то расход жидкости через зазор тормозного
устрой
ства будет равен
Если допустить, что
d
m
=
d
,
то
где
ft
-
динамический коэффициент вязкости
рабочей жидкости;
Ар
-
перепад
давлений в полости
2
демпфера и в цилиндре.
Во время торможения поршня расход жидкости через гидроцилиндр
равенрасходу
через тормозное устройство, то есть
С другой стороны,
а следовательно,
откуда
перепад давлений
где
F
-
площадь поршня;
со
-
площадь кольцевой щели.
Сила
демпфирования
Скорость движения поршня при демпфировании

Формулы (5.10) и (5.11) позволяют определить силу демпфирования
и скорость
движения поршня при торможении, когда нагрузка на
гидроци
линдр остается постоянной.
При разработке тормозных устройств возника
ет также задача установления размеров
проходного сечения щели по из
вестному перепаду давлений
Ар.
Если принять, что при
демпфировании до полной остановки поршня инерция полность
ю расходуется на выдавлива
-
ние жидкости через кольцевой зазор, то на основании теоремы об измене
нии кинетической
энергии можно записать
где /
-
путь демпфирования;
т
-
приведенная к штокам масса подвижных элементов.
Для любого промежуточногочг
оложения поршня (с координатной
х)
это уравнение
будет иметь вид
Площадь сечения щели тормозного устройства связана со скоростью
движения поршня
уравнением
coU
y
=
vF
.
Щель тормозного устройства является местным сопротивлением, для
которого
Таким образо
м, площадь проходного сечения для любого положения
поршня будет (при
условии, что
Ар
=
const
, а торможение
-
равномерно
-
замедленное) равна
В начальный момент торможения, когда
х
= 0, а
со
-
со
тах
,
В конце торможения, когда
х =
I
, со = 0.
Возможно решен
ие этой же задачи и по времени торможения. Всякое
элементарное
перемещение
dx
связано со скоростью уравнением
dx
=
vdt
.
Учитывая, что
найдем уравне
ние связи пути и времени
торможения
Из уравнения (5.13)
Подставляя
в уравнение (5.12), получим

В начал
ьный момент торможения, когда
t
= О,
С течением времени площадь проходного сечения тормозного уст
ройства уменьшается,
достигая в конце торможения
со
= 0. Таким образом,
время полного торможения
Обеспечение равномерно
-
замедленного торможения при
Ар
-
const
путем изменения
площади проходного сечения тормозного устройства с
со ~
«
W
ДО
со
= 0 достигается,
например, при применении регулируемого
дросселя.
5.4. Поворотные гидродвигатели
Поворотные гидродвигатели могут быть одно
-
и многолопастными
(рис. 35,
а).
Двигатель состоит из корпуса
3,
двух крышек
б
и одной или
нескольких лопастей
4,
закрепленных на валу
1.
Рабочая жидкость подво
дится и отводится через отверстия
2.
Лопасти в радиальном направлении
уплотнены кольцами 5, а в торцевом
-
манжетами 7.
Под
действием силы
P
=
Apb
----
п
лопасти, а вместе с ними и вал гидродвигателя, поворачи
ваются. При этом на валу развивается крутящий момент, определяемый по
формуле
Угловая скорость вращения вала
где
Dud
-
.
диаметр поворотного гидродвигателя и диамет
р
лопасти;
Ъ
-
ширина лопасти;
плечо силы
Р;
эффективная площадь
лопасти;
число лопастей

Угол поворота однолопастного поворотного гидродвигателя может достигать 270 и даже
300°. В многолопастных поворотных гидродвигате
лях с
увеличением числа лопастей
увеличивается развиваемый на валу крутящий момент, но, соответственно, снижается
допустимый угол пово
рота вала.
Достоинства поворотных гидродвигателей заключаются в их практи
ческой
безынертности и способности развивать значите
льные крутящие
моменты, а недостатки
-
в
сложности конструкции и особенно
уплотне
ний, а также в низком механическом КПД.
Поворотные гидродвигатели
серийно не выпускаются.
Однолопастный поворотный гидродвигатель применен на погрузчи
ке КМЛ
-
5 для
поворота на
180° грейферного захвата пачек леса. При рабо
чем давлении в гидросистеме
погрузчика 10 МПа на валу этого гидродви
гателя развивается
М=
2500 Н
-
м.
Для преобразования прямолинейного движения выходного звена гидроцилиндра
1
в
поворотное исполнительного меха
низма
2
применяют реечно
-
шестерённые механизмы (см.
рис. 35, в). Угол поворота в таких ме
ханизмах обычно не превышает 360°. Без учета сил
трения крутящий мо
мент на валу исполнительного механизма равен
а угловая скорость вращения
Здесь
Z
)
3
-
диаметр д
елительной окружности шестерни.
По схеме рис. 35,
в
производится
привод подачи режущего аппарата
лесозаготовительной машины ЛП
-
19.
Глава 6. ГИДРОРАСПРЕДЕЛИТЕЛИ

6.1.
Общие сведения о гидрораспределителях
При эксплуатации гидроприводов возникает необходимост
ь изме
нять направление
потока рабочей жидкости на отдельных участках гидро
системы с целью изменения
направления движения исполнительных меха
низмов машины, обеспечивать нужную
последовательность включения в
работу данных механизмов, производить разгрузку
насоса и
гидросистемы
от давления. Эти и некоторые другие функции могут выполняться специ
-
альными гидроаппаратами
-
направляющими гидрораспределителями. К
гидрораспределителям предъявляются следующие требования: безотказ
ность работы в
течение установленно
го времени независимо от изменения условий эксплуатации машины в
заданных пределах; минимальные утечки рабочей жидкости и минимальное их изменение
при смене режима работы машины; минимальные потери давления на преодоление
гидравлических
сопротивлений; невы
сокая стоимость. Кроме того, гидрораспределители
должны обеспечивать малую длительность переключения, безударный ре
верс и точное
положение реверсируемого механизма в конечных точках
хода. Значение и роль отдельных
требований, предъявляемых к гидро
распред
елителям, в гидроприводах различных машин
могут быть неоди
наковыми.
Конструктивно направляющие гидрораспределители состоят из за
-
порно
-
регулирующего элемента, корпусных деталей, уплотнений и уст
ройств управления. Запорно
-
регулирующим элементом называется
под
вижная деталь (или группа деталей), при
перемещении которой частично
или полностью перекрывается рабочее проходное сечение
гидрораспреде
лителя.
При изготовлении гидрораспределителей в качестве конструкцион
ных материалов
применяют стальное литье, мод
ифицированный чугун, высоко
-
и низкоуглеродистые марки
сталей, бронзу. Материал для под
вижных и неподвижных деталей подбирают таким образом,
чтобы во вре
мя работы гидрораспределителей между этими деталями создавалась наи
-
меньшая сила трения. Для повышени
я работоспособности, износной и
коррозионной
стойкости некоторые детали гидрораспределителей подвер
гают специальной термической
обработке, а их поверхности скольжения
азотируют или цементируют.
Размеры и масса гидрораспределителей зависят от расхода и дав
ле
ния, с увеличением
которых габарит и масса гидрораспределителей увели
чиваются. Сечение проходных
отверстий распределителей устанавливают
по расходу рабочей жидкости и по допускаемой
скорости, которую (как и для других гидроаппаратов) принимают в предел
ах до 15 м/с,
увеличивая в
отдельных случаях до 30 м/с.
По способу присоединения в гидросистему гидрораспределители
выпускают в трех
исполнениях
-
резьбовой, фланцевый и стыковой. Гид
роаппараты резьбового присоединения
монтируют при помощи штуцеров, а фла
нцевого
-
при помощи фланцев и болтов.
Гидрораспределители сты
кового присоединения крепят винтами к панельной плоскости
либо непо
средственно, либо через специальные промежуточные плитки. Для герме
тизации
соединения между привалочной плоскостью гидрорасп
ределителя и панельной плоскостью
(промежуточной плиткой) кладется уплотнитель
-
ное кольцо. Выбор способа присоединения
зависит от предъявляемых тре
бований, от назначения гидрораспределителя и расхода через
него рабочей
жидкости.
По
конструкции
запорно
-
рег
улирующего
элемента
гидрораспределители подразделяются на следующие:
-
золотниковые
(запорно
-
регулирующим элементом является
золотник
цилиндрической или плоской формы), в которых изменение на
правления потока жидкости
происходит путем осевого смещениия зап
ор
но
-
регулирующего элемента;
-
крановые
(запорно
-
регулирующим элементом служит кран), в
которых изменение
направления потока жидкости достигается поворотом
пробки крана, имеющей плоскую,
цилиндрическую, коническую или сфе
рическую форму;
-
клапанные
(запорно
-
регулирующим элементом является кла
пан), в которых
изменение направления потока жидкости производится пу
тем последовательного открытия и
закрытия рабочих проходных сечений
клапанами различной конструкции.
По воздействию потока рабочей жидкости на запорно
-
регу
-
лирующий элемент
могут быть:
-
гидрораспределители
прямого
действия,
в кото
рых сигнал управления воздействует непосредственно на запорно
-
регулирующий элемент;
-
гидрораспределители
непрямого
действия,
в
которых сигнал управления воздействует на ос
новной запорно
-
регулирующий элемент через вспомогательный запорно
-
регулирующий
элемент.
В гидроприводах лесных машин применяются только золотниковые
и крановые
направляющие гидрораспределители.

6.2. Золотниковые гидрораспеределители
Запорно
-
регулирующим э
лементом золотниковых гидрораспредели
телей является
цилиндрический золотник, который в зависимости от числа
каналов в корпусе может иметь
два и более поясков. Золотники должны
иметь высокую износостойкость и обеспечивать
плавное перемещение в
корпусе (вту
лке). Наиболее распространенные материалы для
изготовле
ния золотников
-
сталь 20Х, подвергаемая цементации, а также стали 40Х,
ХВТ,
ШХ15. Поверхности поясков шлифуются. Корпус гидрораспредели
теля отливается из чугуна
или из стали, а поверхность скольжени
я шлифу
ется или хонингуется. Золотниковые
гидрораспределители просты по уст
ройству, многопозиционны, легко управляются,
статически уравновешены
от осевых сил давления жидкости.
а
б
в
Условно их можно классифициро
вать п
о числу
фиксированных по
ложений золотника, по числу под
водов
(линий), по управлению, по числу золотников в гидроаппара
-
те, по конструкции.
По числу фиксированных положений золотника
(рис.
36)
гидрораспределители подразде
ляются на
двухпозицион
-
ные (см
. рис. 36,
а, б),
на
трехпозиционные
(см. рис. 36,
в)
и на
многопозиционные
(см.
рис. 36, г).
По числу линий (ходов)
гидрораспределители могут быть
двухходо
выми (см. рис. 36,
а),
трехходовыми (см. рис. 36,
б),
четырех
-
и более (см.
рис. 36,
в, г).
Двухходовые гидро
распределители являются бло
-
кировочными: в одном положе
нии золотника гидрораспреде
-
литель пропускает поток жидко
сти, в другом
-
блокирует. Та
-
кой гидрораспределитель, в ча
стности, можно применять для
разгрузки насоса или гидросис
темы
от давления.
Трехходовой
гидро
распределитель может быть ис
-
пользован для управления рабо
той гидроцилиндра односторон
-
него действия (рис. 37): в одном положении золотника рабочая
полость гидроцилиндра
1
со
единяется с напорной гидроли
-
нией
2
(например,
при выполне
нии рабочего хода), при дру
-
гом
—
со сливной
3
(при выпол
нении холостого хода).
Четырехходовые
гидрораспределители имеют
наибольшее
распространение в гидроприводах машин. При
помощи таких гидроаппа
ратов каждая из рабочих полостей
гидродвигате
ля может попеременно со
единяться то с линией
нагнетания, то с линией слива, а движение исполни
тельного
механизма в обоих направлениях происходит под действием ра
бочей жидкости.
По управлению
гидрораспределители подразделяются на гидроаппа
раты с ручным,
электромагнитным, гидравлическим и электрогидравличе
ским управлением.
В гидрораспределителях с
ручным
управлением
(рис.38)
переключение
распределителя производится рукояткой
1,
которая при по
мощи серьги
2
шарнирно
присоединяется к золотнику
10.
С корпус
ом
б
рукоятка шарнирно соединена ушком
11.
Гидрораспределители с ручным
управлением могут быть двух
-
, трех
-
и
четырехпозиционными. Для фикса
ции каждого положения золотника служит шариковый
фиксатор
9,
поме
щенный в задней крышке
8.
Утечки жидкости по золо
тнику со стороны пе
-
редней крышки
3
исключаются манжетным уплотнением. Рабочая
жид
кость подводится к
отверстию 5, а отводится через отверстие
4.
Канал 7
дренажный, служит для отвода утечек.
Гидрораспределители с ручным
управлением применяют в машинах ручно
го управления,
когда продолжи
тельность операций в различные циклы неодинакова. В качестве примера
применения гидрораспределителя с ручным управлением можно указать на
лесной погрузчик:
оператор переключает золотник механизма подъема че
люстей лесопогрузчи
ка лишь после
того, как убедится в том, что пачка де
ревьев лежит на них. В необходимых случаях вместо
ручного применяют
ножное управление.

В гидрораспределителях с
электромагнитным
управле
нием
переключение
золотника происходит при
помощи одного или дв
ух
электромагнитов толкающего
типа*, Электромагниты
4
(рис.
39,
а)
закрыты
защитным
кожухом и прикреплены к
корпусу 7 гидрораспределителя
по
средством фланцев
9.
Внутри
корпуса размещена гильза
5
с
канавками, сов
падающими с
отверстиями, к которым
подводит
ся и от которых
отводится
рабочая жидкость. При
выключенных электромагнитах
золотник
6
занимает исходное
положение от воздействия
пружин
3,
упирающихся в шайбы
2.
Утечки по толкателю
10
исключаются благодаря
уплотнению и отводятся
через
дренажное отверстие
8.
Электромагниты подключаются
к сети пита
ния через
штепсельный разъем
1.
Питание
электромагнитов может быть от
сети переменного тока
напряжением 110, 220 и 380 В
или постоянного то
ка
напряжением 12, 24 и 48 В.
Гидрораспределители с
электромагнитным упр
авлением
могут быть двух
-
, трех
-
и
многопозиционными.
Применяют эти гидроаппараты в
системах дистанционного и
автоматического управ
ления с
относительно небольшими
расходом и давлением, так как

при
больших расходах и давлениях возрастает опасность гидравли
ческого за
щемления и
несрабатывания золотника. В станкостроительной промыш
ленности гидрораспределители с
электромагнитным управлением приме
няют при
Q
до 70 л/мин и
р
до 5 МПа или при
р
до 20
МПа, но при мень
ших расходах. Достоинством гидрораспределения
с электромагнитным
управлением является относительно короткое (порядка 0,02
-
0,05 с) время
прохождения
управляющего сигнала.
В гидрораспределителях с гидравлическим управлением (рис.40) переключение
золотника происходит при помощи рабочей жидкости.
Управ
ляющий поток через
вспомогательный распределитель (на рис. 40 не
показан), через отверстия
2
и каналы в
крышках
1
подводится под торцы золотника
3.
При соединении одной из торцовых полостей
с напорной, а другой
-
со сливной гидролиниями золотник перемещает
ся в соответст
вующее
крайнее положение. Благодаря высокому давлению в потоке
управления при переключении
создается относительно большая осевая си
ла, действующая на золотник. Это и обеспечивает
высокую надежность
срабатывания гидрораспределителя.
Для регу
лирования скорости перемещения золотника, а следователь
но, и времени его
переключения в конструкцию гидрораспределителей с гидравлическим управлением могут
быть включены дроссели и обратные
клапаны (см. рис. 40,
в).
В этом случае управляющий
поток через о
братные
клапаны поступает под торцы золотника, а выходит через дроссель.
Изме
няя проходное сечение дросселя, можно получить требуемое время пере
ключения
золотника. Гидрораспределитель на рис. 40,
а
двухпозиционный;
для исключения случаев
самопроизвольног
о переключения золотника та
кие гидрораспределители нужно
устанавливать горизонтально. В отличие от двухпозиционных, трехпозиционные
гидрораспределители с гидравли
ческим управлением имеют специальные центрирующие
пружины.
При монтаже гидросистемы гидрорас
пределители с гидравлическим
управлением нужно
располагать вблизи исполнительного механизма, с
тем, чтобы для его управления можно
было использовать основной поток
рабочей жидкости.
Гидрораспределители
сэлектрогидравлическим
управ
лением
(рис. 41)
состоя
т из основного гидрораспределителя
2
с гидрав
лическим управлением и
вспомогательного гидрораспределителя
1
с элек
тромагнитным управлением. Основной
гидрораспределитель управляет потоком рабочей жидкости гидросистемы, а
вспомогательный
-
потоком
управлени
я. Гидрораспределители с электрогидравлическим
управлением применяют в гидроприводах с дистанционным и автоматическим управле
нием
при больших расходах и высоких давлениях в гидросистеме, когда
применение
гидрораспределителей с электромагнитным управлением
не
возможно. Благодаря малому
расходу и высокому давлению в линии
управления диаметр золотника вспомогательного
гидрораспределителя
уменьшен до 5
-
6 мм, тем самым исключается вероятность его
защемле
ния и обеспечивается высокая надежность срабатывания зо
лотника основ
ного
гидрораспределителя.
Время срабатывания гидрораспределителя с электрогидравлическим
управлением равно
суммарному времени срабатывания вспомогательного и
основного гидрораспределителей. Это
время меньше в тех гидроаппаратах,
у которых в н
ейтральном положении обе торцовые
полости основного зо
лотника находятся под высоким давлением (см. рис. 41, б). В реальных
кон
струкциях гидрораспределителей это время колеблется в пределах 0,1
-
1 с.
Размеры
гидрораспределителей с электрогидравлическим у
правлением поч
ти в два раза меньше по
длине и всего на 6
-
10 см больше по высоте соот
ветствующих размеров
гидрораспределителей с электромагнитным управ
лением (при одинаковых
р
и
Q
).
С целью
уменьшения размеров вспомога
тельного гидрораспределителя для
его управления может быть
применена
слаботочная электроаппаратура.

По числу золотников
в одном гидрораспределителе их подразделя
ют на
гидрораспределители с одним и несколькими золотниками. В по
следнем случае
гидрораспределители могут быть моноблочным
и или сек
ционными. Секции
гидрораспределителя соединяют между собой болтами.
Во многих машинах и механизмах
лесной промышленности, в дорожно
строительных и других машинах от гидросистемы с
одной насосной уста
новкой могут получать энергию несколько исполн
ительных механизмов.
Так, в челюстных гусеничных лесопогрузчиках от одного насоса получают
энергию
гидроцилиндры челюстей захвата пачек леса, поворота стрелы
(основные и
вспомогательные), коромысла. В валочно
-
трелевочных маши
нах от одного насоса работают
до восьми гидродвигателей. В этих и дру
гих случаях применение гидрораспределителей с
несколькими золотника
ми упрощает монтажную гидросхему и делает ее более компактной.
На рис. 42 изображен гидрораспределитель типа Р75, применяе
мый в гидросистемах
лесны
х и сельскохозяйственных машин. Эти гид
рораспределители моноблочные, имеют
два или три золотника с ручным
управлением. В конструкции гидрораспределителя может
быть и напор
ный клапан. Применение в гидроприводах распределителей с напорным
клапаном делает г
идросистему еще более компактной. Рабочая жидкость
от насоса
поступает в полость
1
и далее по каналу 2 подводится ко всем золотникам. Одновременно
жидкость через демпферный канал
3
посту
пает в полость
4
напорного клапана. В
исходном положении всех золот
н
иков небольшое количество рабочей жидкости по каналу
7 свободно проходит на слив. Благодаря демпферу в полостях
1
и
4
создается пере
пад
давлений, из
-
за которого клапан
б
поднимается вверх, соединяя по
лость
1
со сливом и
разгружая насос от давления. Как т
олько любой из золотников будет выведен из
нейтрального положения, канал 7 отделя
ется от слива, движение жидкости через демпфер
3
прекращается, а дав
ление в полостях
1
и
4
выравнивается. Под действием пружины 5
клапан опускается вниз, отделяя полость
1
о
т слива. Рабочая жидкость через со
-
ответствующие окна в корпусе гидрораспределителя поступает от насоса
к
гидродвигателю, а в дальнейшем от гидродвигателя
-
на слив.
Гидрораспределители Р75 бывают трех
-
и четырехпозиционные. В
четырехпозиционном гидрораспр
еделителе при переводе любого из
золотников в крайнее
верхнее положение рабочая жидкость по каналу 7 проходит на слив, напорный клапан
разгружает гидросистему, а обе по
лости гидродвигателя сообщаются со сливом. Это
обеспечивает свобод
ное перемещение выхо
дного звена (поршня или вала) гидродвигателя.
Такое положение золотников называют «плавающим». Перевод золот
ника в «плавающее»
положение применяют, например, для разгрузки
всей гидросистемы от давления или для
исключения «зарезания» ножа
бульдозера в земл
ю в бульдозерных установках.
Пружины
8
служат для возврата золотников в нейтральное поло
жение, когда усилий
на рукоятках
9
нет.

Модификацией гидрораспределителя Р75 является распределитель без напорного
клапана. Если такой
гидрораспределитель
последовател
ь
но соединить с
описанным выше, то можно
получить гидроаппарат для
управления шестью
гидродвигателями.
Гидрораспределители Р75 вы
-
пускаются на б = 80 л/мин и
р
= 16
МПа.
Вариантом моноблочного
многозолотникового
гидрораспределителя
является
четырехзоло
тниковый
гидрораспределитель с
гидравлическим управлением типа
ГГ432 (рис. 43). Все золотники
этого гидрораспредели
теля
трехпозиционные; потоки
управления
В
подводятся к ним
через спе
циальные блоки
управления (на рис. 43 не
показаны), в исходное (ней
-
тра
льное) положение золотники
возвращаются пружинами. В
конструкции гидрораспределителя
имеется напорный клапан
1
непрямого действия, ко
торым
ограничивается давление на
участке «насос
-
гидрораспределитель
гидросистемы». При нейтральном
положении всех золотн
иков
рабочая жидкость по центральному
переливному каналу
Т
отводится на
слив. При включении любого из
золотников слив отделяется от
насоса, и рабочая
жидкость по
линиям
А
может поступать к
исполнительным механизмам. К
верхнему (см. рис. 43) золотнику
подкл
ючают гидродвигатель, который
может работать как параллельно с
другими гидродвигателями, так и инди
-
видуально. В последнем случае другие
три золотника должны быть пере
-
ведены в нейтральное положение.
Завод
-
изготовитель выпускает
гидрораспределители с шесть
ю раз
-
личными исполнениями золотников и
поставляет их потребителям вместе
со
встроенной и стыковой
гидроаппаратурой. Обратный клапан
3
исклю
чает разрыв сплошности потока
в напорной гидролинии в случае, когда
вектор нагрузки совпадает с вектором
скорости д
вижения выходного звена
гидродвигателя. Обратный клапан
2
исключает обратный поток рабочей
жидкости в момент включения
гидродвигателя, находящегося под
нагруз
кой или в случае резкого падения
давления на участке гидросистемы
насос
-
гидрораспределитель. Ст
ыковая
гидроаппаратура крепится к корпусу
гидрораспределителя; напорные
клапаны
5
служат для ограничения

давле
ния на участки гидросистемы «гидрораспределитель
-
гидродвигатели», а
обратные
клапаны
4
-
для подпитки из сливной линии С напорных гйдро
-
линий в
случае
возникновения в них разрежений.
При необходимости к линии Г через специальный патрон можно по
следовательно
подключить другой такой же гидрораспределитель. Гидро
распределители ГГ432 выпускают
на
Q
H
= 360 л/мин
ир
н
=
32 МПа. Анало
гичные конструкци
ю и техническую характеристику
имеют гидрораспре
делители типа ГТ332 с тремя золотниками.
Примером секционных гидрораспределителей могут служить распре
делитель типа Р
(Р20.160, Р25.160 и Р32.160) с ручным управлением, который
собирается из различных по
фу
нкциональному назначению секции. Наи
большее число секций в гидрораспределителе может
достигать 10. Секции
имеют встроенные напорные и обратные клапаны. При монтаже гидрорас
-
пределителя золотники секций можно подключать последовательно или
параллельно.
Гид
рораспределители типа Р выпускают на 2„=100, 160 и
250 л/мин ир„= 16 МПа. Общий
вид моноблочного гидрораспределителя ти
па
HiV
-
40, состоящего из шести секций, приведен на
рис. 44.
Как отмечалось ранее, в гидравлических системах машин, станков и поточных
линий
наибольшее применение получили четырехходовые зо
лотниковые гидрораспределители.
Конструктивно они могут быть выпол
нены в трех исполнениях (рис. 45).
Золотники
с
положительным
осевым
перекры
тием
(см. рис. 45, а) имеют
ширину поясков
Ъ
больше, чем
ширину про
точки
с
или диаметр рабочих окон в корпусе. При
нейтральном положении золотника такого гидрораспределителя напорная линия отделена от
линий, соединяющих полости гидродвигателя и слив. Таким образом, золотники с
положительным осевым перекрытием
позволяют фиксировать положение
исполнительного механизма. Величина перекрытия
зависит от
диаметра золотника, от расхода рабочей жидкости, а также от функций, выполняемых
гидрораспределителем. В системах, где утечки в гидрорас
пределителе не оказывают
суще
ственного влияния на работу гидроприво
да, перекрытие принимают равным 1
-
2 мм для
золотников
d
= 10
-
12 мм;
3
-
5 мм для золотников
d
до 25 мм; 6
-
8 мм для золотников
d
до 50
мм. В
гидросистемах с расходом до 100 см
3
/мин утечки через золотник будут
оказы
вать
существенное влияние на работу гидропривода. В этом случае
размер осевого перекрытия
принимается больше (до
8
-
10
мм).
Недостатком золотников с положительным осевым перекрытием яв
ляется наличие у них
зоны нечувствительности, определяемой величиной
осе
вого перекрытия: в пределах этой
зоны при перемещении золотника расход жидкости через гидрораспределитель равен нулю,
а исполнитель
ный механизм не движется несмотря на подаваемый к золотнику сигнал
управления. В гидросистемах с гидрораспределителем дискре
тного дейст
вия наличие зоны
нечувствительности может и не оказывать существенно
го влияния на работу гидропривода.

В этих гидросистемах необходимо
лишь предусмотреть меры защиты отдельных ее участков
от пиков давле
ния, возникающих при переключениях золот
ника. В следящих же
гидро
системах, когда исполнительный механизм должен отслеживать
сигнал
управления,
наличие у таких золотников зоны нечувствительности может
послужить причиной отказа от
их применения.
Золотники
с
нулевым
осевым
перекрытием
(см.
рис. 45,
б
) имеют ширину
пояска
Ь,
равную ширине проточки с, а осевое
перекрытие
П
= 0. Золотники с нулевым
осевым перекрытием не имеют
зоны нечувствительности и наилучшим образом
удовлетворяют требова
ниям следящих гидросистем. Однако изготовление таких золотник
ов
свя
зано со значительными технологическими трудностями.
Золотники
с
отрицательным
осевым
перекры
тием
(см. рис. 45,
в),
у
которых
Ъ < с;
а при нейтральном положении их
напорная линия соединена со сливом и с
обеими полостями гидродвигате
ля. Величина отр
ицательного осевого перекрытия
зависит
от
расхода жидкости через золотник и равна 10
-
60 мкм.
При нейтральном
положении золотника жидкость через зазоры непрерывно поступает на
слив, а в обеих
полостях гидродвигателя устанавливается одинаковое дав
ление, рав
ное
При подаче управляющего сигнала золотник смещается, равенство
давлений в полостях
гидродвигателя нарушается, и при достижении в них
установленного перепада давлений
Ар,
исполнительный механизм прихо
дит в движение. Таким образом, в золотниках с
отрица
тельным осевым пе
рекрытием зона нечувствительности сводится до минимума,
уменьшаясь с
уменьшением осевого перекрытия. Недостатком золотников с отрицатель
ным
осевым перекрытием является потеря части мощности при нерабо
тающем гидродвигателе и
связанной со
сливом рабочей жидкости.
Кроме того, гидросистема с таким золотником имеет меньшую жест
кость, так как из
-
за
перетекания жидкости через начальные зазоры в зо
лотнике будет происходить смещение
исполнительного механизма, вы
званное изменением преодолеваемо
й нагрузки. В следящих
гидросистемах
золотники с отрицательным осевым перекрытием применяют, когда утечки
жидкости через золотник и жесткость системы не играют решающей роли (например, в
гидросистемах с большими расходами и постоянными на
грузками на испол
нительный
механизм). В разомкнутых гидравлических
системах золотники с отрицательным осевым
перекрытием можно приме
нять при дифференциальной схеме подключения гидроцилиндра,
для раз
грузки системы от давления и т. д.
На рис. 46 приведены идеализированные
(регулировочные расход
ные) характеристики
двухходовых гидрораспределителей с золотниками с положительным
3,
отрицательным
1
и
нулевым
2
осевыми перекрытиями. На этом рис. 46 точка
0
соответствует нейтральному
положению золотника с нулевым осевым перекрыти
ем; точки
А и
А'
-
началу открытия
движения
жидкости через окна золотника с отрицательным осевым перекрытием;
точки
В
В'
-
началу открытия окон золотника с положительным осевым
перекрытием. Точки С и С
соответствуют полному смещению золотника и
максимальном
у открытию рабочих окон, т. е.
максимальному расходу в
гидросистеме.

Вид расходной регулировочной характеристики золотников зависит
также и от формы
рабочих окон в корпусе (втулке). Линейная зависимость
будет иметь место при прямоугольной
форме окон. При
круглой форме рас
ходных окон эта зависимость не будет линейной. Однако
при выполненной
прямоугольной форме рабочих окон линейность их расходной характери
-
стики искажается из
-
за изменения формы отсечных кромок из
-
за воздейст
вия на них
абразивных частиц,
содержащихся в рабочей жидкости.
Выбор гидрораспределителя производят по расходу и давлению в
системе с учетом
условий работы гидропривода. Серийно выпускаемые золотниковые гидрораспределители
имеют несколько исполнений, каждое из которых определяется хара
ктером соединения
каналов при нейтральном
положении золотника.
На рис. 47 приведены наиболее часто применяемые исполнения трехпозиционных
четырехходовых золотниковых гидрораспределителей.
Гидрораспределители, выполненные по схеме /, при нейтральном
положен
ии золотника
запирают обе полости двигателя и слив (золотник с положительным осевым перекрытием). В
момент переключения такого
гидрораспределителя при прохождении золотником
нейтрального положе
ния на участке гидромагистрали, соединяющей насос с гидрораспр
едели
-
телем, возникает пиковое давление. При этом время действия пикового
давления настолько
мало, что напорный клапан не успевает отреагировать
на него. В результате многократных
переключений такого золотника в
гидросистеме может быть создано аварийное по
ложение
из
-
за обрыва
шлангов, нарушения уплотнений, появления трещин в трубах или в корпу
сах
гидроагрегатов.
В гидрораспределителях, выполненных по схеме
II
,
при нейтральном
положении
золотника обе полости гидродвигателя соединены с подводом,
а слив зап
ерт.
Гидрораспределители с таким исполнением могут быть
применены, например, в
гидросистемах с гидроцилиндром, подключенным
по дифференциальной схеме. При
необходимости остановки исполнитель
ного механизма в любом промежуточном положении
гидрораспределител
ь такого исполнения применяют в гидросистемах, в которых
гидроцилиндры
имеют только двухсторонний шток с одинаковым диаметром.
При нейтральном положении золотника гидрораспределителя, вы
полненного по схеме
III
,
обе полости гидродвигателя и подвод соединен
ы
со сливом. Такими распределителями
нельзя произвести остановку поршня
гидроцилиндра с односторонним штоком и при наличии
в сливной гидро
линии противодавления. В гидросистемах с гидроцилиндром, имеющим
двухсторонний шток и без противодавления в сливной г
идролинии, таким
гидрораспределителем можно производить остановку поршня с одновре
менной разгрузкой
гидросистемы от давления.
Гидрораспределители, выполненные по схеме
IV
,
при нейтральном положении
золотника соединяют обе полости гидродвигателя со сливом
и запирают подвод
(«плавающий» режим работы гидродвигателя).
6.3. Крановые гидрораспределители
В крановых гидрораспределителях изменение направления потока
рабочей жидкости
достигается поворотом пробки, имеющей плоскую, ци
линдрическую, сферическую или
кон
ическую формы. Крановые гидрорас
пределители могут быть двух
-
, трех
-
и
многопозиционными. В многопози
ционном крановом гидрораспределителе пробка имеет
цилиндрическую
форму и может перемещаться и в осевом направлении, занимая несколько
положений. В каждом
из таких положений пробка может поворачиваться и вокруг оси,
занимая еще несколько фиксированных положений. Имеются и
другие конструктивные
решения многопозиционных кранов.

Герметичность кранового гидрораспределителя обеспечивается за счет
притирки пробки
к
корпусу крана. Для кранов с цилиндрической пробкой за
зор между пробкой и корпусом
принимают равным 0,010
-
0,020 мм. В этих
кранах вследствие износа пробки и корпуса зазор
между ними, а следова
тельно, и утечка рабочей жидкости с течением времени увелич
иваются,
что является недостатком такого кранового гидрораспределителя. Этого недос
татка нет в
крановых гидрораспределителях с конической пробкой. Для ис
ключения защемления пробки в
корпусе крана при тепловом расширении обе
эти детали изготовляют из один
акового
материала.
На рис. 48 приведена конструкция серийного двухпозиционного кранового
гидрораспределителя Г71
-
3 с цилиндрической пробкой. Гидро
распределитель состоит из
корпуса
3,
фланца
5,
крышки
1,
пробки
2,
уп
лотнения
4,
ступицы 7, рукоятки
8
и ш
арикового
фиксатора
6.
В положе
нии пробки крана, указанном на рис. 48,
а,
жидкость через отверстие
17
поступает в камеру
16;
из нее через канал
18
в пробке крана (показан пунк
тиром)
-
в камеру
12
и далее через отверстие
11
в корпусе
-
к гидродвига
телю и
ли к другому объекту
управления. Из другой полости гидродвигате
ля жидкость поступает в отверстие 9, далее в
камеру
10
и через канал
13
в
камеру, которая отверстием
15
в корпусе крана соединена со
сливом. При
повороте пробки крана по часовой стрелке на уго
л 45° происходит измене
ние
направления потока рабочей жидкости: отверстие
17
через камеру
16
соединяется с
отверстием
9,
а отверстие
11
-
через камеры
10
и
14,
а также
через канал
13
-
с отверстием
15
(со сливом).
Для устранения неуравновешенных осевых си
л обе торцовые полос
ти цилиндрической
пробки соединены со сливом и находятся под одинако
вым давлением. Действующие на
пробку радиальные усилия также урав
новешены для любых фиксированных положений. Так,
в положении проб
ки, указанном на рис. 48, жидкость
от насоса подается к отверстию
17,
проходит через канал
18
и далее к отверстию
11,
и, таким образом, в по
лостях
16
и
12
давление будет одинаковым. В другом положении пробки
крана отверстие / 7 соединяется с
отверстием
9
камерой
16,
которая, в свою
очеред
ь, каналом
13
в пробке крана соединяется с
камерой
12,
что также обеспечивает уравновешенность пробки крана от боковых сил
давления
жидкости.
Крановые гидрораспределители чаще всего применяют в качестве
вспомогательных в
золотниковых гидрораспределителях с
гидравлическим управлением. При расходах и
давлении в гидросистеме, соответствующих указанным в технической характеристике,
крановый гидрораспределитель
используют и в качестве основного.
Глава 7. РЕГУЛИРУЮЩАЯ И НАПРАВЛЯЮЩАЯ
ГИДРОАППАРАТУРА
7.1. Общие све
дения о гидроаппаратуре
Гидроаппаратом
называется устройство, предназначенное для изменения или
поддержания заданного постоянного давления или расхода
рабочей жидкости либо для

изменения направления потока рабочей жид
кости. В зависимости от степени открыт
ия
рабочего проходного сечения
гидроаппаратура подразделяется на регулирующую и
направляющую.
Регулирующей гидроаппаратурой за счет частичного открытия рабо
чего проходного
сечения изменяются давление, расход и направление по
тока рабочей жидкости в
гидрос
истеме. Направляющая
гидро
аппаратура
предназначена только для изменения
направления потока рабочей жидкости, что достигается путем полного открытия или
закрытия
рабочего проходного сечения гидроаппарата. Один из типов направляющей
гидроаппаратуры
-
направ
ляющий
-
гидрораспределитель описан в гл. 6.
В гидросистеме и на отдельных ее участках гидроаппаратурой обес
печивается создание
требуемых усилий и крутящих моментов, скоростей движения выходных звеньев и нужной
последовательности включения в
работу гидрод
вигателей или других элементов
гидроприводов. В зависимости от конструкции запорно
-
регулирующего элемента
гидроаппараты
подразделяются на золотниковые, крановые и клапанные; по внешнему
воздействию на запорно
-
регулирующий элемент
-
на регулируемые и на
стр
аиваемые, а по
принципу действия
-
на гидроклапаны и неклапанного
действия.
В золотниковых гидроаппаратах запорно
-
регулирующим элементом
является золотник;
в крановых
-
кран; в клапанных
-
клапаны различной
конструкции. В регулируемых
гидроаппаратах давлен
ие и расход рабочей жидкости могут быть изменены в процессе
работы гидроаппаратов, а в на
страиваемых
-
только в нерабочем состоянии гидроаппаратов.
Гидроклапаном
называется гидроаппарат, в котором величина открытия рабочего
проходного сечения изменяется о
т воздействия прохо
дящего через него потока рабочей
жидкости. Гидроаппарат, в котором ве
личина открытия рабочего проходного сечения не
изменяется от воздейст
вия проходящего потока, называется
гидроаппаратом
некла
панного
действия.
Гидроклапаны клас
сифицируют по их назначению и по воздействию
потока на запорно
-
регулирующий элемент.
По назначению,
которое клапаны выполняют в гидросистеме, раз
личают:
гидроклапаны
давления
-
регулирующие гидроаппараты, предназначенные для
регулирования давления рабоче
й жидкости (напор
ные, редукционные, разности давления,
соотношения давления в подводи
мом и отводимом потоках рабочей жидкости);
гидроклапаны,
управляющие
потоком
рабочей
жидкости
(делители и сумматоры потоков, обратные клапаны, гидро
замки, гидрок
лапаны
выдержки
времени
и дросселирующие гидрораспре
делители др.).
По характеру воздействия
потока
на запорно
-
регулирующий эле
мент гидроклапаны
делятся на клапаны прямого и непрямого действия.
В
гидроклапанах
прямого
действия
величина откры
тия раб
очего
проходного сечения изменяется в результате непосредствен
ного воздействия потока рабочей
жидкости на запорно
-
регулирующий эле
мент. В
гидроклапанах
непрямого
действия
поток
вначале воздействует на вспомогательный запорно
-
регулирующий эле
мент, перемещение
которого вызывает изменение положения основного
запорно
-
регулирующего элемента этого клапана
.
Любой клапан, включенный в гидросистему, находится под воздей
ствием следующих
сил: веса подвижных частей клапана и находящейся в нем рабочей жи
дкости; сил трения;
усилия, создаваемого пружиной; сил
давления жидкости на поверхности запорно
-
регулирующих элементов.
Под действием этих сил клапан находится в исходном (открытом
или за
крытом) положении. Если во время работы гидропривода по каким
-
либо
п
ричинам
произойдет изменение направления действия равнодействующей
указанных сил, запорно
-
регулирующий элемент клапана переместится и выйдет из исходного положения. В момент
начала перемещения этого эле
мента возникают новые силы, которых не было при исход
ном
положении
клапана: инерция; сила гидродинамического воздействия потока и сила
гидравлического сопротивления жидкости, протекающей через клапан.
Для конкретной конструкции клапана эти силы зависят от массы за
-
порно
-
регулирующего
элемента и ускорения его
перемещения, а также от скорости течения жидкости через клапан, т.
е. от расхода и от рабочего про
ходного сечения. После подъема запорно
-
регулирующего
элемента, при но
вом соотношении сил и соответствующем этому соотношению перепаде
давлений, этот элемен
т установится на определенной высоте, пропуская че
рез себя жидкость.
Всякое изменение перепада давлений вызывает соответ
ствующее изменение расхода через
клапан, и наоборот. При неизменном
перепаде давлений изменение расхода также вызывает
изменение полож
е
ния запорно
-
регулирующего элемента клапана. Таким образом, клапаны ав
-
томатически откликаются на всякое изменение параметров работы гидро
системы. Способность
клапанов реагировать на изменения расхода или дав
ления в гидросистеме называется
чувствительно
стью клапана. Различные клапаны имеют различную чувствительность, а ее роль
для клапанов, вы
полняющих в гидросистемах различные функции, неодинакова.

К гидроаппаратуре
неклапанного действия
относятся
дроссели
-
регулирующие
гидроаппараты для
поддержания за
данной
величины рас
хода в
зависимости от величины
перепада давлений в
подводимом и отво
димом
потоках рабочей
жидкости. С точки зрения
положений гидравлики,
дроссель представляет
собой нерегулируемое
или регулируемое
активное
гидравлическое
сопротивление
. В
регулируемых дросселях
гидравличе
ское
сопротивление изменяют
путем изменения
площади проходного се
-
чения рабочих окон,
длины канала, по
которому движется
жидкость, или другим
путем. С изменением
гидравлического
сопротивления соответст
венно изменяется
расход жидкости через дроссель. Для того чтобы
дрос
сель отвечал своему назначению, его сопротивление должно быть больше
сопротивления канала, в котором он установлен. Это возможно, если ско
рость движения
жидкости в проходном сечении дросселя будет в 9
-
10 раз
больше скорости в канале, в
трубопроводе, где установлен этот дроссель.
Так же, как и гидрораспределители, регулирующую и направляю
щую гидроаппаратуру
выпускают в трех исполнениях
-
резьбового, флан
цевого и стыкового присоединения. К
конструкцион
ным материалам для
регулирующей и направляющей гидроаппаратуры
предъявляются такие же
требования, как и к конструкционным материалам, применяемым
при из
готовлении гидрораспределителей.
Большая часть регулирующей гидроаппаратуры нормализована, что позволяе
т при
проектировании гидроприводов принимать нужные гидро
аппараты, не подвергая их какому
-
либо конструктивному расчету.
7.2. Напорные гидроклапаны
Напорные гидроклапаны предназначены для ограничения давления в
подводимых к ним
потоках рабочей жидкости.
На
рис. 49 приведены принципиальные схемы напорных клапанов прямого действия с
шариковым, конусным, плунжерным и тарельчатым
рабочими органами. Клапан состоит из
запорно
-
регулирующего элемента
1
(шарика, конуса и т. д.), пружины 2, натяжение которой
можно из
менять
регулировочным винтом
3.
Отверстие 5 корпуса
4
соединяется с линией высокого давления, а
отверстие
б
-
со
сливной гидролинией. Часть корпуса, с которой запорно
-
регулирующий элемент клапана
приходит в соприкосновение, называется
седлом (посадочным м
естом).
При установке клапана в гидросистему пружина
2
настраивается так,
чтобы создаваемое
ею давление
р
к
было больше рабочего
р
н
.
При этом, если
то запорно
-
регулирующий элемент прижат к седлу, а линия слива отде
лена от линии
высокого давления. В этом
случае вся рабочая жидкость
поступает в гидросистему.
В формуле (7.1)/
i
nf
2
-
поверхности клапана, на которые действу
ет давление
жидкости при закрытом клапане;
р
н
и
р
с
-
давления в
подводимом и отводимом потоках;
Р„
р
-
начальное натяжение пружины;
Л
тр
-
си
ла трения в клапане.

При повышении давления в подводимом потоке сверх регламентированного
запорно
-
регулирующий элемент клапана перемещается, преодолевая усилие пружины,
гидролиния высокого
давления соединяется со сливной, и вся рабочая жидкость
поступает н
а
слив. В момент начала подъема запорно
-
регулирующего элемента
Как только запорно
-
регулирующий элемент
оторвется от седла,
давление
р„
в подводимом потоке уменьшится, а
давление
р
с
в отводимом потоке
возрастет. Одновременно подъем
запорно
-
регулирующего э
лемента вызовет
дополнительное сжатие пружины и увеличение создаваемого ею усилия на
(здесь
с
-
жесткость пружины;
х
-
деформация пружины, равная осевому
смещению
запорно
-
регулирующего элемента клапана). Кроме того, при
открытии клапана возникают
силы гидр
авлического сопротивления и гидродинамического воздействия потока на
элементы клапана.
Под действием новых сил запорно
-
регулирующий элемент опус
тится на седло, и,
если причина, вызвавшая повышение давления, не бу
дет устранена, процесс повторится.
Возника
ет вибрация этого элемента
клапана, сопровождаемая ударами о седло и
колебаниями давления жид
кости в гидросистеме. Вибрация и удары могут служить
причиной изно
са клапанов и потери ими герметичности. Более других этому подверже
ны
напорные клапаны с шарик
овым и коническим запорно
-
регулйрующим элементами.
Вибрация и сила удара запорно
-
регулирующего элемента о седло зависят от
контролируемого клапаном
давления, от расхода жидкости и конструктивных параметров
самого
клапана. Для уменьшения силы удара и частот
ы колебаний клапана при
меняют
специальные гидравлические демпферы (см. рис. 49,
б).
Устрой
ство состоит из камеры 7, в
которой перемещается плунжер
8.
Камера заполнена жидкостью. С линией слива эта
камера соединяется калибро
ванным отверстием
9
диаметром 0
,8
-
1 мм. При открывании
клапана
плунжер вытесняет жидкость из камеры демпфера. Создаваемое при
этом
гидравлическое сопротивление, пропорциональное скорости дви
жения плунжера,
уменьшает частоту колебаний, силу удара запорно
-
регулирующего элемента и части
чно
устраняет его вибрацию. Демпфи
рующее влияние оказывают также и силы трения
плунжера о направ
ляющие.
Необходимо отметить, что давление, при котором клапан открывается, больше
давления, при котором клапан закрывается.
Разница этих давлений определяет г
истерезис
напорного клапана.
Размеры напорных клапанов прямого действия зависят от
контролируемого ими
давления и расхода. С увеличением
р
и
Q
размеры
клапанов и их пружин увеличиваются, а
работа самих клапанов становится более неустойчивой. Достоинством э
тих клапанов
является
их высокое быстродействие, так как поток жидкости воздействует
непосредственно на запорно
-
регулирующий элемент клапана.
Клапан, установленный в гидросистеме, должен обладать доста
точным
быстродействием; т. е. иметь способность быстро
реагировать на
изменение давления.
Повышения быстродействия можно достигнуть за счет увеличения площади проходного
сечения демпфера. Однако чрез
мерное повышение быстродействия приводит к снижению
устойчивости
работы клапана и к увеличению колебания давле
ния. Таким образом,
конструкция напорного клапана должна обеспечивать оптимальное
демпфирование. В
современных конструкциях напорных клапанов пики
давления не превышают 15
-
20 %
максимального давления
В качестве примера на рис. 50 изображен напорный клапа
н прямо
го действия типа
Г54
-
2, применяемый в гидросистемах машин лесной
промышленности. Клапан (см. рис. 50,
а)
состоит из корпуса
5,
колпачка
7,
запорно
-
регулирующего элемента
1
в виде золотника, пружины
8,
на
тяжение которой
регулируется винтом
10
через вт
улку
9.
Полость
2
от
верстием в корпусе (на рис. 50, а не
показано) соединена с напорной ли
нией, а полость
3
через отверстие
4
-
со сливной линией.
Каналами
12
и
13
полость
2
высокого давления соединена с камерой
14
под нижним
торцом золотника, а каналом
11
полость
3
низкого давления с камерой
6
над верхним
торцом золотника. В корпусе клапана имеются отверстия Л,
8,
С,
D
,
закрываемые пробками. Изменяя положение пробок в отверсти
ях, можно изменять

функции, выполняемые напорным клапаном. Клапан
может быть прим
енен в одном из
четырех вариантов (см. рис. 50,
б).
Вариант
I
соответствует случаю, когда пробки закрывают отвер
стия
А
и
D
.
В этом
варианте клапан выполняет функции предохранитель
ного (для предохранения
гидросистемы или ее отдельных участков от дав
лени
я, превышающего установленное) или
переливного (для поддержания заданного давления путем непрерывного слива рабочей
жидкости во время
работы гидропривода) клапанов. При таком положении пробок жидкость
через отверстие в корпусе из напорной линии подводится
к полости 2, а
через каналы
12
и
13
в камеру
14.
Если давление в гидросистеме меньше
давления, создаваемого пружиной,
золотник занимает исходное положение
(крайнее нижнее на рис. 50,
а),
полость
2
пояском
золотника отделена от
полости
3,
т. е. от слива, а
вся рабочая жидкость поступает в
гидросис
тему. При повышении давления в напорной линии сверх регламентиро
ванного
золотник, преодолевая усилие пружины, поднимается, полость
2
соединяется с полостью
3,
и весь поток жидкости из напорной линии по
ступает в с
ливную. Таким образом,
чрезмерного повышения давления не
происходит.
Малое отверстие канала
13
демпфирует колебания золотника.
Утеч
ки рабочей жидкости из камеры
6
отводятся в сливную линию по кана
лу
11.
Специальное уплотнение исключает
утечки через в
инт
10.
С рас
смотренным
расположением пробок напорные
клапаны Г54
-
2 поступают
от заводов
-
поставщиков.
Вариант
II
,
в отличие от
предыдущего, применяют, когда на
сливе клапана имеется значительное
противодавление, способное вызвать
утечки из камеры
6
через
винт
10.
В этом
варианте пробками закрыты отвер
стия
В
и
Д а к отверстию
А
подключена дренажная
линия гидросистемы.
Вариант
III
соответствует случаю,
когда пробками закрыты от
верстия
А
и
С.
В камеру
14
жидкость под давлением
подводится через от
верстие из
специальной линии управления: при
подаче управляющего воз
действия
золотник, преодолевая усилие пружины,
поднимается, а полость
2 соединяется с
полостью 3. В этом варианте клапан
может быть использо
ван, например, для
предотвращения самопроизвольного
пере
мещения
поршня вертикально
расположенного гидроцилиндра или как
разгрузоч
ный. В последнем случае пружину 10 клапана настраивают на минималь
ное
давление.
В
варианте
IV
пробками закрыты отверстия
В
и С, а камера
6
через отверстие
А
соединена с дренажной ли
нией. В отличие от варианта
III
, клапан применяют, когда на его
сливе имеется значительное противо
давление и возникает опасность утечек через
регулировочный винт.
Напорные клапаны Г54
-
2 выпускают для <2„ до 160 л/мин и
р
н
до
2,5 МПа (исполнение
Г54
-
2), до
6,3 МПа (исполнение БГ54
-
2), до 10 МПа (исполнение ВГ54
-
2) и до 20 МПа
(исполнение ДГ54
-
2).
Недостаток напорных клапанов прямого действия: большой гистере
зис, неустойчивая
работа при изменении расхода через клапан в большом диапазоне, увеличение (с
увели
чением
р
и
Q
)
габарита и массы клапана.
При конструировании напорных клапанов их габарит и массу можно уменьшить, если
применить клапаны непрямого действия (см. рис. 49). Кон
струкция, принципиальная схема,
условное обозначение и схема включения напорного
клапана непрямого действия типа Г52
приведены на рис. 51.
Клапан состоит из корпуса
1,
крышки 5, основного запорно
-
регулирующего элемента
-
золотника
2
ступенчатой формы, нерегулируе
мой пружины
3
и вспомогательного запорно
-
регулирующего элемента
9
в
виде
шарикового клапана. Усилие пружины
8
шарикового
клапана регули
руется винтом
6.
Каналами в золотнике 2 полости
10
и
13
соединены с по
-

лостью Я высокого давления. При этом полость
13
соединяется с полостью
П
капиллярным
каналом
12
в золотнике. Пружина
8
шар
икового клапана
настраивается на давление
р
к
.
Регулировка клапана производится маховичком 7. Если при работе
машины давление в
гидросистеме
р
н
<р
к>
шариковый клапан закрыт, в по
лостях
П, 10
и
13
устанавливается
одинаковое давление
р
я
,
золотник
2
под
воз
действием пружины
3
занимает крайнее нижнее
положение, а полость
П
высокого давления отделена от полости
С
слива. (Положение
клапана соответствует изображенному на рис. 50,
а).
Изменение давления в гидро
системе
вызывает изменения давления в полостях
П, 10
и
13
клапана. В тот момент, когда давление
р
я
превысит давление
р
ы
шариковый клапан 7 от
кроется, и через него в небольшом количестве
жидкость начнет поступать на слив. В капиллярном канале
11
создается течение жидкости с
потерей давления в нем на преодол
ение гидравлических сопротивлений. Вследст
вие этого
давление жидкости в полости
10
станет меньше давления в по
лостях
Пи 4.
Под действием
образовавшегося перепада давлений золотник
2
перемещается вверх, сжимая пружину и
соединяя полость
П
с полостью
С. Ра
бочая жидкость будет поступать на слив. Перегрузки
гидросистемы
не произойдет. Однако, как только линия высокого давления соединится со
сливом, давление в гидросистеме уменьшится до
р
н
<
р
к
,
шариковый кла
пан закроется, и
течение жидкости по капиллярному кан
алу // прекратит
ся. Давление в полостях
П, 10
и
4
выровняется, и под воздействием пру
жины
3
золотник возвратится в исходное положение,
снова отделив линию
высокого давления от слива. Если причина, вызвавшая повышение
давле
ния в гидросистеме, не, будет у
странена, процесс повторится, и золотник, совершая
колебательные движения, в конечном итоге установится на оп
ределенной высоте, а давление
в гидросистеме будет поддерживаться при
мерно постоянным. Когда клапан находится в
работе, золотник совершает
колеба
тельные движения. Уменьшению колебаний способствует
узкий ка
нал
12,
оказывающий на золотник демпфирующее влияние.
Для разгрузки системы или какого
-
либо ее участка от давления кла
паны непрямого действия могут управляться дистанционно. Для этого по
лость
10
посредством канала
D
и крана
14
нужно соединить со сливом. В
результате давление в полости
10
резко упадет, золотник
2
поднимется
вверх, а полость
П
высокого давления соединится с полостью С. Утечки
исключаются уплотнениями
4,
г

По сравнению с клапанам
и прямого действия клапаны непрямого
действия обладают
следующими преимуществами.
1.
Перемещение золотника в нижнее положение происходит от воз
действия «слабой»
пружины, натяжение которой назначается лишь с уче
том необходимости преодоления сил
трения, инерц
ии золотника и сокра
щения времени его возвращения в исходное положение. В
реальных конст
рукциях клапанов эта пружина создает давление 0,2
-
0,3 МПа. Благодаря
этому работа клапана непрямого действия отличается плавностью и бес
шумностью, которые
характер
ны для работы клапанов прямого действия.
2.
Расход через капиллярный канал в золотнике, а следовательно, и
расход через
шариковый клапан мал и для серийных конструкций клапа
нов не превышает 1 л/мин. Таким
образом, для шарикового клапана можно применить регул
ируемую пружину небольших
размеров с небольшой же
сткостью и с малым ходом. Это увеличивает чувствительность
клапана не
прямого действия.
3.
При установившемся режиме из уравнения си
л, действующих на золотник (см.
рис.51,6), определяется перепад давлений на н
ем (без учета
сил трения и инерции):
где Р
пр
-
начальная сила натяжения нерегулируемой пружины клапана;
во время работы
клапана с учетом малой жесткости пружины и при небольших перемещен
иях
золотника эта сила практиче
ски
стабильна;
р
г
-
давление жид
кости перед шариковым клапаном (в полости
10,
, рис.
51,
а, б);
при
малом расходе жидкости через капиллярный
канал в золотнике это давление во
время работы клапана изме
няется мало и практически постоянно;
р
\
-
давление жидкости на входе в клапан (в поло
стях /7);
с
-
х
-
дополнительное усилие, создаваемое сжатием пружины
3,
вы
званное
перемещением золотника
2;
при малых
х
и
с
это
усилие мало.
Таким образом, при мало изменяющихся
сх яр
2
давление
р
\
на входе клапана непрямого
действия поддерживается практичес
ки постоянным не
зависимо от расхода жидкости через
клапан.
Напорные клапаны типа Г52 применяют при
Q
H
до 630 л/мин и
р
я
до
6,3 МПа
(исполнение Г52
-
2) и до 20 МПа (исполнение БГ52
-
2). По анало
гичному принципу работают
и другие напорные клапаны непрямого д
ей
ствия, применяемые в гидроприводах лесных
машин (напорные клапаны,
включенные в конструкцию секционных и моноблочных
гидрораспредели
телей типа Р75, Р, ГГ432; напорные клапаны М
-
КП, выпускаемые на
Q
H
до
630 л/мин
ар
н
до 32 МПа и др.).
В мобильных машина
х с секционными и моноблочными многозо
лотниковыми
гидрораспределителями применяют унифицированные на
порные клапаны в патронном
исполнении. На рис. 52 приведена конструк
ция такого напорного клапана типа 510.32. Как
видно из сравнения рисун
ков 51 и 52, к
онструкция клапана 510.32 точно такая же, как и у
напорного
клапана Г52
-
2. Клапаны 510.32 выпускаются на номинальное давление
40 МПа
и максимальное 50 МПа и на расходы от 20 до 500 л/мин. Студен
там предлагается
самостоятельно изучить работу клапана 510.32
.
Для оценки работы напорных клапанов служат их характеристики.
Одной из таких
характеристик является статическая характеристика, вы
ражающая зависимость'давления
жидкости у входа клапана от расхода, то есть/>1
~
AQ
)
-
Эту зависимость можно получить как
эксп
ериментально, так
и теоретически из уравнений:
сил, действующих на запорно
-
регулирующий элемент клапана,
и расхода рабочей жидкости через клапан

Совместное решение уравнений (7.2) и (7.3) дает следующий резуль
тат (без учета
противодавления/^ и силы трения
R
^):
где
На рис. 53 приведены экспериментальные зависимости
для
напорных клапанов прямого действия (см. рис. 53,
а)
и непрямого
действия
(см. рис. 53,
б).
Величина
определяемая как отношение прироста
давления
Ар к
прирос
ту расхода
AQ
,
характеризует нестабильность стати
ческой
характеристики клапанов. Как видно на рис. 53, статическая харак
теристика клапана
непрямого действия более стабильна, нежели у клапа
нов прямого действия. Это объясняется
тем, что пружина
3
(см. рис
. 51) клапана непрямого действия имеет значительно меньшую
жесткость, чем пружина
8
(см. рис. 50) клапана прямого действия. При этом у обоих кла
панов
нестабильность характеристик возрастает с уменьшением давления
настройки их пружин.

Напорные клапаны мог
ут быть использованы как предохранитель
ные для защиты
гидросистемы от чрезмерного повышения давления, как
переливные для поддержания в
гидросистеме установленного давления,
для дистанционной разгрузки гидросистемы или ее
отдельных участков от
давления, ка
к подпорные для создания регулируемого
противодавления и для обеспечения требуемой последовательности включения в работу гид
-
родвигателей. Примеры схем включения напорных клапанов прямого и
непрямого действия
приведены на рис. 54.
Как видно на рис. 54, ск
орость движения поршня гидроцилиндра при
рабочем ходе
регулируется дросселем /. Напорный клапан 2 непрямого действия й данной схеме при
рабочем ходе выполняет функцию перелив
ного. Этот клапан постоянно включен в работу,
через него жидкость по
ступает на с
лив в количестве
расход через гид
-
роцилиндр при рабочем ходе, равный расходу дросселя.
Без учета нестабильности работы напорного клапана при рабочем
ходе поршня
насос развивает примерно постоянное давление, равное дав
лению нас
тройки клапана. Это
давление не зависит от изменения нагрузки
Р.
При реверсировании движения, то есть при
холостом ходе со скоростью
весь поток жидкости от насоса поступает к
гидродвигателю, а
расход через клапан равен нулю. В этом случае напорный клапан
2
выпол
няет функцию предохранительного. Таким образом, различие функций,
выполняемых переливным и предохранительным клапанами, заключается
лишь в том, что
первый включен в работу постоянно, а второй периодиче
ски и только при повышении
давления в гидроси
стеме сверх регламенти
рованного.

Во время работы машины, оборудованной гидроприводом, может
возникнуть
необходимость разгрузить гидросистему от давления, понизив его до минимального
(например, при аварийной ситуации). Для этой цели также может быть исполь
зован
напорный клапан. В схеме на рис. 54,
а
для
разгрузки гидросистемы достаточно лишь
включить в работу гидрораспре
делитель
3.
Для этой же цели можно применить и напорный
клапан непря
мого действия типа ПГ52
-
3, в конструкции которого предусмотрен специ
-
альный гидрораспределитель с электромагнитным управлением. Примене
ние такого
клапана делает гидросистему более компактной и удобной при
эксплуатации.
В схеме на рис. 54, б напорный клапан прямого действия
1
выполня
ет функции
блокировочного. Этот клапан и
сключает самопроизвольное опускание поршня
вертикально расположенного гидроцилиндра при вы
ключенном приводе. Пружину
клапана в этом случае настраивают на дав
ление
-
суммарный вес
подвижных частей;/
-
эффектив
ная площадь штоковой полости гидроцилиндра. В
положении гидрорас
пределителя на рис. 54,
б
происходит подъем поршня.
Рабочая жидкость в штоковую полость гидроцилиндра поступает че
рез обратный
клапан
2.
При другом положении гидрораспределителя поток
рабочей жидкости из
штоковой полости гидроцилиндра с
ливается в бак
через клапан 7, преодолевая усилие его
пружины. Обратный клапан
2
в
этом случае блокирует штоковую полость от
гидрораспределителя. Напор
ный клапан
3
непрямого действия в' этой схеме выполняет
функцию пре
дохранительного.
Напорные клапаны мо
гут обеспечивать нужную последователь
ность включения в
работу гидродвигателей. Такая задача решается в
схеме, приведенной на рис. 54,
в.
В
одном положении гидрораспредели
теля рабочая жидкость поступает в поршневые
полости обоих гидроци
линдров одновремен
но. Первым в движение приходит поршень
того
гидроцилиндра, напорный клапан
2
у которого настроен на меньшее дав
ление.
После того как поршень этого гидроцилиндра завершит движение,
давление в
гидросистеме начнет повышаться. В результате в движение
придет
поршень второго
гидроцилиндра, напорный клапан у которого на
строен на большее давление. После
переключения гидрораспределителя в движение придут оба поршня одновременно (при
условии равенства со
противлений движению обоих гидроцилиндров).
Обратные клапаны
3
блокируют поток рабочей жидкости в одном
направлении и
свободно пропускают его в другом.
В этой схеме напорный клапан
4
выполняет функцию предохрани
тельного. Пружину
этого клапана настраивают по максимальному рабоче
му давлению.
Другой пример использов
ания напорного клапана в качестве под
порного был
рассмотрен в главе 1 (см. рис. 2).
Напорные клапаны являются ответственными элементами гидропри
водов и к ним
предъявляют высокие требования. Они должны обладать быстродействием, быть надежными
в работе и ч
увствительными к измене
нию давления. Напорные клапаны прямого действия
применяют, когда не
стабильность давления допустима при работе гидропривода. По
сравнению
с клапанами непрямого действия эти клапаны обладают большим
быстродействием; они быстрее реаги
руют на изменение давления в
гидросистеме и, таким
образом, в большей мере исключают возникновение
пиков давления. Поэтому клапаны
прямого действия целесообразно
применять в качестве предохранительных в
гидроприводах,
преодолевающих ударные нагрузки (напри
мер, при падении деревьев или
при наезде на дорожные препятствия), или когда требуется производить быстрое и частое
реверсирование движения исполнительных механизмов.
Применение в перечисленных
случаях напорных клапанов непрямого
действия может вызвать воз
никновение
нежелательных сбросов давления в
гидросистеме из
-
за запаздывания срабатывания
основного клапана.
Напорные клапаны, выполняющие функцию переливных, находятся
в работе
непрерывно. Характеристика этих клапанов оказывает влияние на работу гидроприво
да.
Поэтому в качестве переливных рекомендуется при
менять клапаны непрямого действия,
статическая характеристика/?,
=
J
[
Q
)
у которых более стабильна (см. рис. 53).
Напорные клапаны, выполняющие функцию предохранительных,
должны иметь
высокую надежность, по
д которой понимается безотказ
ность открытия клапана независимо
от продолжительности пауз между от
крытиями. Большую надежность имеют клапаны с

шариковыми и конус
ными запорно
-
регулирующими элементами. Плунжерные клапаны
менее надежны, поскольку при длител
ьных паузах в их работе может произойти
заклинивание плунжера в корпусе клапана из
-
за мелких твердых частиц,
содержащихся в
рабочей жидкости.
Чувствительность клапанов к изменению давления в гидросистеме
зависит от
конструкции клапанов и от трения запорн
о
-
регулирующего
элемента о корпус клапана и
оценивается отношением
где
Ар
-
пре
вышение давления в гидросистеме над рабочим
давлением
р.
Большей чув
ствительностью (при меньшем быстродействии) обладают клапаны
непря
мого действия, пружины которых имеют меньш
ую жесткость.
Клапаны, выполняющие функции
предохранительных, устанавлива
ются
как можно ближе к тем гидроагрегатам,
для защиты которых они
предназначены. При регулировке
пружины напорного клапана нужно
учи
тывать, что слив рабочей жидкости
через него начи
нается при давлении,
более низком, чем давление настройки
пружины клапана. Это объясняется
тем, что по мере увеличения давления в
гидросистеме и приближения его к
давлению настройки клапана
увеличивается смещение запорно
-
регулирующего элемента клапана. В
р
езультате увеличиваются утечки по
зазору между элементом и корпусом
клапана, уменьшается расход жидко
сти
в гидросистеме, а следовательно, и
скорость движения выходного зве
на
гидродвигателя.
Пружина напорного клапана
должна создавать давление, превы
-
шающе
е рабочее давление в
гидросистеме. Обычно
р
к
= 1,1
-
1,2
р.
7.3. Редукционные гидроклапаны
Редукционным называют
гидроклапан давления,
предназначенный
для поддержания в
отводимом от него потоке рабочей
жидкости более низ
кого давления, чем
давление в подво
димом потоке. В
гидроприводах нахо
дят применение в
основном два типа редукционных
клапанов.
Первый тип клапанов
обеспечивает только установленное
соот
ношение между давлениями на
входе и выходе из клапана
-
клапан
разно
сти давлений. В таких клапанах реду
цированное давление (давление на выходе
клапана) изменяется с изменением давления в напорной гидроли
нии (давления на
входе.клапана).
Второй
тип
редукционного клапана поддерживает постоянное
редуцированное
давление на выходе независимо от колебания давлени
я в
подводимом и отводимом потоках
рабочей жидкости. Такие редукционные
клапаны, в частности, применяют в тех случаях,
когда к одной напорной
гидролинии подключено несколько гидродвигателей, работающих
неодно
временно, или при различных давлениях, а также
когда редуцированное
давление
должно оставаться постоянным.

Редукционные клапаны второго типа могут быть прямого и непрямо
го действия.
Клапан непрямого действия типа Г57
-
2 (рис. 55,
а)
состоит из основ
ного запорно
-
регулирующего элемента
-
золотника
1
сту
пенчатой формы,
нагруженного нерегулируемой
пружиной
2
с малой жесткостью, и вспомо
гательного запорно
-
регулирующего элемента
5
в
виде шарикового клапа
на Силу натяжения пружины
4
шарикового клапана можно изменять
вин
том
3
В корпусе клапана имеются каналы
, соединяющие полости 7 и
8
с
выходом, а в
золотнике
1
-
капиллярный канал Р, соединяющий полость
б
с полостью
8,
а через
последнюю
-
и с выходом клапана
.
Если пружина
3
настроена на давление, большее, чем давление
р
х
на входе клапана, то
золотник
1
занима
ет исходное (на рис. 55,
а
-
крайнее ниж
нее) положение. В этом случае в
полостях
6,
7 и
8
будет одинаковое давле
ние, равное
р
\
,
полость
10
соединена с полостью
11,
клапан
1
занимает край
нее нижнее положение от действия «слабой» пружины. Редуцирования
да
в
ления при этом не происходит. При настройке пружины
3
на давление/%
<Р
\
шариковый
клапан откроется, и жидкость в небольшом количестве из полос
ти
б
будет поступать на слив. В
капиллярном канале
9
золотника создается течение жидкости с потерей в нем давле
ния на
преодоление гидравлических
сопротивлений. В результате давление в полости
б
станет
меньше, чем в
полостях 7 и
8
, и золотник поднимется вверх, уменьшив площадь живо
го
сечения между полостями
10
и
11.
Это, в свою очередь, вызовет по
нижение давления
в
полостях
11, 8 я 7,
опускание золотника и увеличе
ние площади живого сечения между
полостями
10
и
11.
Процесс повто
рится снова, и золотник, совершая колебательные
движения, установит
ся на определенной высоте. Всякое изменение давления на входе или
на
выходе клапана вызывает ответное перемещение золотника. В конечном
итоге за счет
изменения дросселирования между полостями
10 а 11
дав
ление на выходе клапана
поддерживается постоянным. В этом клапане полость 7 и узкий канал, соединяющий
полость с выходом
клапана,
оказывают демпфирующее влияние на золотник, уменьшая
его
колебания. Без учета трения и инерции уравнение равновесия золотника
работающего
клапана имеет следующий вид:
При работе клапана через него протекает рабочая жидкость с расхо
-
дом
Из уравне
ния (7.7) определяется редуцированное
давление
Перепад давления у золотника
где
рг
-
давление жидкости в полости
б;
это давление зависит от
давления настройки пружины и нестабильности шарикового
клапана;
Р
пр
-
начальное натяжение нерегулируемо
й пружины, в реальных
конструкциях
редукционных клапанов начальное натяжение
создает давление в 0,2
-
0,3 МПа.
Из формулы (7.8) нетрудно установить, что, если пренебречь усили
ем
сх
(это допустимо
при мягких пружинах и небольших перемещениях
х
золотника),
редуцированное давление
р
2
зависит от давления
р
г
,
которое
при малом расходе через капиллярный канал
9
(см. рис. 55)
изменяется ма
ло и остается практически постоянным.
Перепад давлений у золотника
1
зависит от начальной силы натяже
ния нерегулируемой
пру
жины
2.
Так как эта сила мала, а
изменяется
незначительно, работа редукционного
клапана непрямого действия проис
ходит плавно и бесшумно.
По схеме на рис. 55 выпускают редукционные клапаны типа Г57
-
1 и
Г57
-
2 для
Q
„
до
160 л/мин. Максимальное давление у вхо
да клапана
20 МПа. Наибольшее редуцированное
давление в МПа равно: 6,3 (испол
нение Г57), 10 (исполнение АГ57), 20 (исполнение БГ57).
Конструкцию, аналогичную рассмотренной, имеет редукционный
клапан непрямого
действия типа М
-
КР (рис. 56). Клапан состоит и
з корпу
са
13;
основного запорно
-
регулирующего элемента
-
золотника
12,
нагру
женного пружиной
11;
посадочного места
3;
вспомогательного запорно
-
регулирующего элемента
-
конусного клапана 5; пружины
4,

натяжение которой регулируется винтом
2.
Полость
17
сое
динена со входом, полость
15
-
с
выходом клапана, а полость 7
—
со сливом.
Каналами
14, 16, 9
и
8
выход клапана соединен с полостями
10 я 1
золотника и с
конусным клапаном
5.
Если пружина
4
настроена
нар
2
>р
\
,
клапан 5 закрыт, в полостях
1 я 10
одинаковое да
вление, и золотник
12
пружиной
11
поднят в исходное (верхнее) положение,
при котором жид
кость свободно проходит из полости 77 в полость
15.
Редуцирования дав
-
ления не происходит. При настройке пружины
4
на давление
рг
<
Р
\
клапан
5
открыт, и
жидкость в небо
льшом количестве по каналам
14, 9, 8 я 6
про
текает на слив. Вследствие
потерь давления на преодоление гидравличе
ских сопротивлений в канале
9
равенство
давлений в полостях
1 я 10
на
рушается, и золотник
12
перемещается вниз, уменьшая
проходное сечение,
с
оединяющее полости
17 я 15. В
конечном итоге происходит редуцирова
-
ние давления до
р
2
.
Так же, как Г57, клапан М
-
КР работает плавно и бес
шумно, обеспечивая
стабильность редуцированного давления.
Клапаны выпускаются на
Q
a
= 40, 100 и 250 л/мин и
р»
-
10, 2
0 и
32 МПа с резьбовым
(исполнение М
-
КР) и стыковым (исполнение М
-
ПКР)
присоединением.
Пример схемы включения редукционного клапана непрямого дейст
вия приведен на рис.
56. В этой схеме привода раскряжевочной установки
поворотным гидродвигателем
1
производ
ится прижим бревна к подстой
ному месту при пилении, а гидроцилиндром
2
-
опускание и подъем пилы. Скорость подъема и опускания пилы регулируется дросселями
3
и
4.
Гид
росистема питается от одного насоса
5,
который развивает постоянное
давление
р
к
,
равное
давлению настройки напорного клапана
б,
который
выполняет функцию переливного.
Участок гидросистемы с поворотным
гидродвигателем работает на давлении
рг<Рк
-
Для
понижения давления
служит редукционный клапан 7.
Если редуцированное давление требуется получ
ать при движении
гидродвигателя
1
в
двух направлениях, то редукционный клапан нужно ус
танавливать перед
гидрораспределителем
8.
Если же редуцированное дав
ление необходимо лишь при движении
гидродвигателя в одном направле
нии, редукционный клапан устанавл
ивают между
гидрораспределителем
8
и гидродвигателем /.
7.4. Обратные гидроклапаны
Обратным гидроклапаном
называется направляющий гидроаппа
рат, предназначенный
для пропускания рабочей жидкости только в одном направлении. Так же, как и напорные,
обратные к
лапаны могут иметь ша
риковый, конусный, тарельчатый или плунжерный
запорно
-
регулирующие
элементы.

В соответствии со своим назначением обратный клапан должен быть герметичным в
закрытом положении, т. е. в исходном положении запорно
-
регулирующего элемента.
Наибольшую герметичность имеют обратные
клапаны с запорно
-
регулирующими
элементами в виде плунжера и конуса.
Пружина обратных клапанов нерегулируемая, ее натяжение должно
обеспечивать лишь
преодоление сил трения и инерцию, а также быстрое
возвращение в исх
одное положение
запорно
-
регулирующего элемента.
В гидросистемах лесных машин получили применение обратные
клапаны типа Г51
-
2 с
конусным запорно
-
регулирующим элементом
(рис. 57). При подводе рабочей жидкости к
отверстию
1
рабочий орган
5
поднимается над пос
адочным местом
2,
преодолевая
натяжение пружины
4.
Жидкость свободно проходит
к
отверстию
3.
При изменении
направле
ния потока рабочей жидкости запорно
-
регулирующий элемент прижат к
седлу и
блокирует отверстие
1.
В гидросистемах многих мобильных машин об
ратные клапаны с ша
риковым рабочим
органом примен
яют в блокировочном устройстве рези
новых шлангов. Конструкция этого
устройства была рассмотрена в главе 3
(см. рис. 7). В гидроприводах обратные клапаны
применяют как подпор
ные для создания нерегулируемого
противодавления в сливной линии
гид
родвигателя; для блокировки от самопроизвольного опускания поршня при
вертикальном
расположении гидроцилиндра и при выключенном приводе
(см. рис. 54); для
неуправляемого пропуска рабочей жидкости в одном на
правлении и
блокировки в другом;
для исключения слива жидкости из гидросистемы при выключенном приводе и т. д. Как
конструктивный эле
мент обратный клапан включен в конструкцию другой гидроаппаратуры
разделительных панелей типа Г53, напорных клапанов типа Г66, дроссел
ей и регуляторов
расхода (типа ДК, Г55
-
3 и Г55
-
6), в золотники с гидравличе
ским управлением, в насосы и
гидравлические двигатели, в гидрозамки и
др.
В качестве примера гидроаппарата, в котором обратный клапан со
четается с
напорным, рассмотрим поддерживаю
щий клапан типа ПК
(рис. 58). Этот клапан
предназначец для свободного (с минимальной поте
рей давления) пропускания рабочей
жидкости в одном направлении и при
установленном давлении в другом. Необходимость
применения поддержи
вающих клапанов возникает в те
х случаях, когда на выходе
гидродвигате
ля требуется создать противодавление (например, для стабилизации сил трения
и плавного трогания с места рабочего органа машины, для предот
вращения
самопроизвольного опускания поршня в гидравлических прессах
или груз
оподъемных
машинах). Поддерживающие клапаны могут созда
вать как регулируемое (исполнение ПК
-
Р), так и нерегулируемое (испол
нение ПК) противодавление с постоянным подпором в 1
МПа.
Клапан работает следующим образом. В положении распределителя,
указанном н
а рис.
58, рабочая жидкость, поступая к отверстию
А
клапана,
воздействует на шариковый клапан
2
и поднимает его. Из клапана жид
кость попадает в штоковую полость гидроцилиндра,
поршень которого двигается вверх. При переключении распределителя отверстие
А
с
оединя
ется со сливом, клапан
2
прижат к своему посадочному месту и блокирует
поток до
тех пор, пока давление в штоковой полости гидроцилиндра не превысит давления,
создаваемого пружиной 5. При повышении давления
клапан
2,
преодолевая усилие
пружины, опуск
ается и пропускает поток ра
бочей жидкости на слив. Поршень движется
вниз, причем в штоковой по
лости поддерживается давление, определенное настройкой
пружины кла
пана. Винт
4
служит для регулировки натяжения пружины.
Клапаны ПК выпускаются для
Q
K
до 160 л
/мин и
р„
до 20 МПа. Ве
личину
противодавления можно изменять в пределах 0,3
-
1 МПа.

Другим примером
гидроаппарата, аналогичного
клапану ПК, может служить
гидроклапан Г66
-
1,
представляющий собой
сочетание напорного
клапана
типа Г54 и обратного клапана
с плунжерным запорно
-
регулирующим элементом.
Клапаны Г66
-
1 выпускаются
для
Q
H
до
160 л/мин
яр
я
2,5
(исполнение Г66
-
1), 6,3
(исполнение БГ66
-
1), 10
(испол
нение ВГ66
-
1) и 20
исполнение ДГ66
-
1)
МПа.
7.5. Ограничители расхода
Ограничителем расхода
называется
гидроклапан,
предназначенный
для
ограничения расхода в
гидросистеме или на каком
-
либо ее участке.
Принципиальная схема
ограничителя расхода
приведена на рис. 59.
Он
состоит из подвижного
поршня
3
и нерегулируемой
пружины
б,
поме
щенных
внутри корпуса 7. В
поршне
имеется калиброванное
отверстие
нерегулируемый
дроссель
2,
а в корпусе
-
окна

4.
В.сочетании с поршнем
3
окна
4
образуют регулируемый дроссель. В исходном положении
ограни
чителя от воздействия пружины поршень занимает крайнее левое положе
ние,
а окна
4
открыты. Жидкость поступает в отверстие / и далее проходит через дроссель
2
и окна
4 к
отверстию
5. При этом у дросселя
2
создается перепад давлений. При увеличении расхода перепад давлений
увеличивает
ся, и поршень перемещается вправо, частично и
ли полностью перекрывая окна
4.
Когда
расход в гидросистеме уменьшится, перепад давлений также уменьшится, и поршень переместится
влево, увеличив открытие окон.
Рассматривая дроссель как отверстие в тонкой стенке, расход жидко
сти через него
можно определи
ть по известной в гидравлике формуле
где
ц
-
коэффициент расхода, равный 0,60
-
0,62;
а
-
площадь калиброванного отверстия (дросселя);
Ар
-
перепад
давлений у дросселя.
С другой стороны, перепад давлений у дросселя можно определить и из уравне
ний
равновесия сил, действующих на поршень, включенных в ра
боту ограничителя расхода
(без учета сил трения и инерции и считая, что площади на входе и выходе дросселя
одинаковые):
где
р
\
и
рг
-
давление на входе и выходе дросселя;
Р
пр
-
начальное натяж
ение пружины;
с
-
жесткость пружины;
х
-
перемещение поршня;
F
-
площадь поршня.
Из сопоставления уравнений (7.10) и (7.11) следует, что
При конструировании ограничителей расхода площади
F
и
w
натя
жение пружины
Р
щ
и ее жесткость с принимают такими, чтоб
ы для задан
ного предельного расхода
Q
0
через ограничитель перепад давлений
Ар
а
со
ставлял не более 0,5 МПа. Для более
плавной работы ограничителя пружи
на должна быть мягкой, а трение подвижного
поршня о стенки корпуса
минимальным.
Ограничитель расхода мо
жет быть применен, например, в гидросис
темах с дроссельным
регулированием, когда на гидродвигатель действуют знакопеременные или
изменяющиеся в широких пределах нагрузки (см. рис. 59, в). В такой гидросистеме в
момент, когда вектор силы
Р
сов
падает с напр
авлением движения выходного звена
гидродвигателя
3,
пере
пад давлений у дросселя
4,
а следовательно, и расход жидкости через
него
возрастают. Это вызывает увеличение скорости движения выходного звена
гидродвигателя. В этот момент расход жидкости через напо
рный клапан
1
уменьшается. При
Q
3
p
>
Qo
произойдет отрыв поршня от жидкости.
Для ограничения расхода, а следовательно, и для ограничения скоро
сти движения
выходного звена в такой гидросистеме может быть применен
ограничитель расхода
2.
При
возрастании нагру
зки
Р
перепад давлений у дросселя
4
и расход жидкости через него
возрастают. Это соответствует левой части кривой графика
(рис. 59,
б).
Когда расход
жидкости в
гидросистеме достигает предельного
Q
0
,
ограниченного допускаемой ско
ростью
рабочего хода выходн
ого звена гидродвигателя
включится
в работу ограничитель

расхода. В этот момент (см. рис. 59,
а)
поршень
3
ограничителя передвинется вправо и
прикроет окна
4
настолько, что пере
пад давлений у калиброванного отверстия
2
достигнет
предельного
Ар
0
,
при котор
ом расход через ограничитель также станет предельным и рав
-
ным
Q
0
.
Всякое изменение нагрузки вызывает ответное изменение площа
ди проходного
сечения окон
4
(см. рис. 59,
а).
При этом расход через огра
ничитель, а следовательно, и
скорость движения исполнит
ельного меха
низма поддерживаются на заданном уровне с
некоторой статической
ошибкой, величина которой будет тем больше, чем больше
перемещение поршня
3
ограничителя. Это соответствует правой части кривой, изобра
-
женной на рис. 59,
б.
Для тега чтобы ограни
читель расхода выполнял свое назначение в
гидросистеме, его
нужно устанавливать на выходе гидродвигателя.
7.6. Тормозной гидроклапан
Функции, аналогичные ограничителю расхода,
выполняют и тормоз
ные клапаны. Их применяют в приводах
опускания груза погрузч
иков
(рис. 60) кранов, экскаваторов и
других подъемно
-
транспортных и дорож
-
но
-
строительных
машин для исключения противообгонного скоростного
режима.
В этих случаях тормозные клапаны устанавливают на
выходе гидро
-
двигатей. Управление тормозным клапаном
прои
зводится от напорной
гидролинии гидродвигателя.
Открытие клапана происходит от управляю
щего давления,
обратно пропорционального внешней нагрузке
Р.
Для исключения колебаний золотника тормозного
клапана в линии управления установлены два регулируемых
дросс
еля с обратными клапа
нами, которые дросселируют
поток управления. Благодаря этому тормоз
ной клапан
работает устойчиво.
Начало открытия клапана регулируется при помощи
винта измене
ния натяжной пружины.
Тормозные клапаны выпускаются двух типов со следующи
ми
харак
теристиками:
7.7. Делители потока
Делителем потока (рис. 61) называется гидроклапан соотношения
расходов, предназначенный для разделения одного потока рабочей жидко
сти на два или более равных потока независимо от величины противодав
ления
в каждом из них.

Делители потока применяют в гидроприводах машин, в которых требуется обеспечить
синхронное движение нескольких параллельно ра
ботающих гидродвигателей,
преодолевающих неодинаковую нагрузку.
Применение делителей потоков существенно
упро
щает и удешевляет при
вод; позволяет избегать применения громоздких механических
синхрони
зирующих устройств, связей и передач, исключает влияние на точность
синхронизации движения утечек жидкости в гидросистеме, не требует применения
гидроцилиндров с двух
сторонними штоками.
Гидроаппарат (см. рис.
61, а)
состоит из двух нерегулируемых дрос
селей / и двух
дросселей
2,
проходные сечения которых могут автоматиче
ски изменяться благодаря
перемещению плунжера
3.
При равенстве нагру
зок
и площадей поршней
гидроци
линдров давление
р^
-
р
2
,
пере
пад давлений
плунжер
3
делителя
занимает среднее по
ложение, а расходы в обеих линиях одинаковые. Если нагрузка на один
из
любых гидродвигателей изменится, то под действием возникшего перепада
давлений у
плунжера двигателя он
начнет смещаться из среднего положе
ния, изменяя одновременно
проходные сечения дросселей
2.
Перемещение
прекратится, когда давления
р$
и
рц
выровнятся. В этом положении плун
жера расходы в обеих ветвях будут одинаковыми. Если
нагрузка на гидро
двигатель у
величится настолько, что движение его прекратится совсем, то
плунжер делителя переместится в крайнее положение и полностью пере
кроет дроссель во
второй ветви. Движение второго гидродвигателя также прекратится, и весь расход будет идти
через напорный клапа
н гидросисте
мы. Таким образом, поддержание равенства расходов в
обеих ветвях про
исходит за счет дросселирования потока в той ветви, где гидродвигатель
нагружен меньше.
Расходная характеристика ветвей
Q
=
J
[
Ap
)
приведена на рис. 62. При
этой
характеристике
кривыми
1
и
2
устанавливается расход жидкости в ле
вой и правой ветвях
делителя при одинаковых перепадах давления
-

т. е. при одинаковых нагрузках на гидродвига
тели. Этому случаю
будет соответствовать среднее положение плунжера
делителя, когда расходы в
обеих ветвях одинаковые и равны
Если на
грузка на один из
гидродвигателей (например левый) увеличится и дости
гает
р[
, то плунжер делителя
передвинется вправо. При давлении питания
Рп
=
const
это вызывает уменьшение перепада
давления до
р[
и расхода
через
дроссель
2
\
,
который станет равным
Если нагрузка на
второй
гидродвигатель останется прежней, то рг и Дрг также не изменятся. Однако за счет
перемещения плунжера делителя проходное сечение дросселя 2
2
, а следовательно, и его
характеристика
изменяется (крив
ая 2').
Точка
а
новой расходной характеристики правой ветви в этом случае опреде
лится как точка
пересечения ординаты Др
2
с абсциссой
Точность деления потока, т. е. статическая погрешность делителя, за
висит от
соответствия расходных характеристик входн
ых дросселей
1
(см. рис. 61,
а),
от трения
плунжера о корпус и от расхода гидродвигателей.
При конструировании делителей входные дроссели эксперименталь
но подбирают так,
чтобы их расходные характеристики были одинаковы
ми. Трения и изменяющийся расход в
г
идросистеме не являются неустра
нимыми причинами, влияющими на точность деления
потока. Установим
это влияние.
Плунжер
3
делителя (см. рис. 61,
а)
придет в движение лишь тогда, когда перепад
давлений
вызванный несоответствием нагрузки
на гидродвигатели, со
здает силу
if
-
эффективная пло
-
щадь плунжера делителя потока; Г
-
сила трения плунжера о корпус). Пе
репад давлений на
плунжере делителя может быть выражен через разность перепадов давлений Дрдр на входных
дросселях, то есть

Перепады давления на входных
дросселях можно определить из
уравнений расходов
жидкости через них:
где он и ш
2
-
площади проходных сечении входных дросселей.
Для деления потока на две равные части подбирают дроссели так,
чтобы
Подставляя значения
в урав
-
нение (7. 12), получим
Из уравнения (7.13) определяется статическая относительная по
грешность деления
потока:
где
коэффициент, характеризующий конструкцию де
лителя потока; ..
перепад давлений, необходимый для преодоления силы
трения плунжера о корпус при его страгивании с
места.
Таким образом, статическая относительная погрешность деления по
тока прямо
пропорциональна
При постоянных проходных се
чениях входных дросселей
относительная погрешность увеличивается с уменьшением расхода
Q
H
потока. При этом
рассогласование движен
ия поршней гидроцилиндров, вызванное погрешностью деления
потока, на
растает с увеличением числа их ходов. Поэтому такие делители применяют Для
синхронизации движения гидродвигателей в гидроприводах с больши
ми или
малоизменяющимися расходами, а для ликвид
ации рассогласова
ния в гидросистему
включают напорные клапаны
4
(см. рис. 61,
а).
Пру
жину напорных клапанов настраивают на
давление, превышающее рабочее
давление в гидросистеме. В таком случае при
рассогласовании движения,
когда поршень одного из
гидродв
и
гателей придет в крайнее положе
ние, поршень
второго (менее нагру
женного) гидродвигателя продол
-
жит движение благодаря тому, что поток рабочей
жидкости будет про
ходить через соответствующий кла
пан
4.
Другое решение устранения рассогласования
-
уст
ановка

в боко
вых крышках делителя винтов, ог
раничивающих движения плунжера настолько,
чтобы в крайних поло
жениях рабочие окна регулируемых дросселей были частично
открыты. Для получения постоянного
соотношения двух неравных выходных потоков в
делите
ле устанавливают дроссели
1
(см. рис. 61) с разными проливочными
характеристиками, соот
ветствующие соотношению разделяемых потоков.
Погрешность деления расхода можно уменьшить при изменении дели
теля с регулируемыми
входными дросселями. В таком делителе с
увеличени
ем расхода пропорционально
увеличиваются и проходные сечения входных
дросселей. На рис. 63 приведена зависимость
относительной погрешности от расхода в гидросистеме для делителей с нерегулируемыми
(кривая
1)
и регу
лируемыми (кривая 2) входными
дросселями. Эти зависимости построены
при
Др
т
=0,1 МПа.
Другим показателем, характеризующим работу делителя потока, яаля
-
ется его
нечувствительность, которая определяется разностью давлений
Ар
-
рг
-
ра,
на торцах плунжера,
соответствующей началу или прекращ
ению его движения. Нечувствительность зависит от сил
трения в паре плунжер
-
кор
пус делителя и от гидродинамических сил, возникающих при
движении жид
кости через регулируемые дроссели. Один из наиболее эффективных путей
снижения нечувствительности
-
прида
ние плунжеру делителя вращательного
движения. С этой
целью плунжер оборудуют парой сопел, повернутых к его
оси и друг к другу на 90°. Жидкость,
вытекая из сопел в торцевые камеры,
реактивной силой струй приводит плунжер во вращение.
При этом сила ста
тичес
кого трения заменяется силой вязкого трения жидкости, и тем самым
исключается защемление плунжера в корпусе делителя.
В гидроприводах машин применяют делители типа Г75
-
6 (рис. 64,
а).
Рабочая жидкость
подводится к отверстию
1
и через нерегулируемые диа
-
фра
гменные дроссели
2
и каналы
4
поступает под торцы запорно
-
регулирующего элемента
-
плунжера
3.
При равенстве
давлений на выходах
б
плунжер занимает среднее положение, площади проходных сечений
регу
лируемых дросселей
5
равны, и расход делится поровну.
П
ри разных давлениях плунжер перемещается в сторону более на
груженной линии,
выравнивая расходы за счет уменьшения площади про
ходного сечения регулируемого
дросселя в менее нагруженной линии.
Диафрагменные дроссели выполнены в виде пластин,
имеющих калибр
о
ванные отверстия с различными диаметрами. Благодаря этому при неболь
-
шой перенастройке делителя его можно применять для трех диапазонов

минимальных и максимальных расходов:
(исполнение
Г75
-
63) и
(исполнение Г75
-
63). Делитель типа Г75
-
6 рас
считан
на мак
симальное давление 12,5 МПа.
Относительная
ошибка деле
ния потока не превышает 3 %, а
нечувствительность составляет 0,004
-
0,005 МПа.
Принципиальную схему, аналогичную схеме
делителя потока, имеют
сумматоры потоков,
предназначенные для объединения двух и
более
пото
ков в один. Конструктивно сумматор
отличается от делителя лишь распо
ложением
каналов
4,
соединяющих нерегулируемые дроссели
с торцами
плунжера (рис. 64,
б).
Пример гидравлической схемы применения
делителя
и
сумматора
потоков (рис. 65): в указ
анном положении гидрораспределителя
1
жид
кость через делитель 5
и
обратные клапаны
4
поступает к гидромоторам,
валы которых
вращаются синхронно. Обратные клапаны
3
в этом случае
блокируют поток через сумматор
2.
При реверсе жидкость от гидромото
ров через
обратные клапаны
3
и сумматор
2
поступает на
слив; при этом
происходит суммирование двух потоков рабочей жидкости в один.
7.8. Дроссели и регуляторы расхода
Дроссели и регуляторы расхода предназначены для регулирования
расхода рабочей
жидкости в гидросис
теме или на отдельных ее участках и связанного с этим регулирования
скорости движения выходного звена гид
родвигателя. Кроме того, дроссели как
конструктивные элементы входят в
состав другой гидроаппаратуры. В гидравлике дроссели
являются актив
ными гидрав
лическими регулируемыми или нерегулируемыми сопротив
-
лениями.
Дроссели выполняются по двум принципиальным схемам.
Линейные
дроссели,
в
которых расход пропорционален пе
репаду давлений. В таких дросселях потери давления
определяются поте
рями давления по дл
ине канала в дросселе, по которому движется рабочая
жидкость. Изменяя длину канала, можно изменить и потери давления, и расход через
дроссель. В этих дросселях реализуется следующая функцио
нальная зависимость расхода
Q
от перепада давлений: у дросселя
Ар
Q
=
K
\
-
Ap
(
X
-
коэффициент, зависящий от
конструкции дросселя). Режим
движения жидкости в линейных дросселях ламинарный, и
потери давления в нем определяются вязкостным сопротивлением. Так как вязкость рабочих
жидкостей меняется с изменением температуры, ли
нейные дроссели также
имеют
нестабильную расходную характеристику
Q
.
-
fip
),
и их применение
ограничено. В качестве
примера линейного дросселя можно назвать дроссель
с дроссельным каналом в виде винтовой
канавки (рис. 66,
а).
В этом дроссе
ле жидкость движет
ся по винтовой канавке прямоугольного
сечения. Дли
ну канала можно измерять поворотом винта. Площадь живого сечения и длину
канала устанавливают из условия получения в дросселе требуемого перепада давлений при
g
pac
и исключения засоряемости канала механиче
скими примесями, содержащимися в рабочей
жидкости.
В дросселях с винтовой канавкой за счет увеличения длины канала можно увеличить
площадь его живого сечения, исключив тем самым воз
можность засорения дросселя во
время его работы.

Линейные нерегулируемые
дроссели могут иметь форму капилляра с
малым
d
и
достаточно
большой длиной
Расход через капилляр
определяют по формуле
Пуазейля
Нелинейные
дроссели
характеризуются тем, что режим
движения жидкости через них
турбулентный, а расход жидкости практиче
ски проп
орционален квадрату. В таких дросселях
потери давления опреде
ляются деформацией потока жидкости и вихреобразованиями,
вызванными
местными сопротивлениями. Изменение перепада давления, а следова
тельно, и
изменение расхода жидкости через такие дроссели дос
тигается
изменением или площади
проходного сечения, или числа местных сопро
тивлений. В нелинейных дросселях
реализуется следующая функциональ
ная зависимость расхода
Q
от перепада давлений:
Ар
у дросселя
коэффициент, зависящий от конструкции дросселя и
сте
пени его
открытия).
На рис. 66 приведены принципиальные схемы регулируемых
(см. рис. 66,
б, г, ж)
и
нерегулируемых (см. рис.
66, в, д)
нелинейных дрос
селей. В этих дросселях длина пути
движения жидкости через дроссель
сведена до минимума, благодаря
чему потери давления
и расход практиче
ски не зависят от вязкости жидкости и изменяются только при
изменении
площади рабочего проходного сечения. Максимальную площадь проход
ного
сечения дросселя устанавливают из условия пропуска заданного рас
хода жидкости
через
полностью открытый дроссель, минимальную
-
из условия исключения засоряемости
рабочего окна. В пластинчатых дроссе
лях (см. рис. 66,
в)
сопротивление зависит от
диаметра отверстия, которое,
однако, можно уменьшить лишь до определенного предела
(
d
^ >
0,5 мм),
ограничиваемого условиями засоряемости во время работы такого дроссе
ля.
Если в гидравлической системе с регламентированным расходом тре
буется установка
дросселя с большим гидравлическим сопротивлением, то
для этой цели можно применить
пакетный
дроссель с рядом последова
тельно соединенных пластин (рис. 66, д). В таких

дросселях расстояние
междупластинами / должно быть не менее 3
-
5
d
,
а толщина пластин
S
не
более 0,4
-
0,5
d
.
Суммарное сопротивление дросселя регулируется подбо
ром
соответствующ
его числа пластин. Для рассматриваемого варианта это сопротивление
обусловлено суммарными потерями давления при истече
нии через отверстия в тонкой
стенке, определяемыми по формуле
где
p
-
плотность жидкости;
t
,
-
коэффициент местного сопротив
ления отверстия;
п
-
число пластин;
v
—
средняя скорость потока жидкости в проходном отверстии
пластины.
К нелинейным относятся также и комбинированные дроссели, в ко
торых потери
давления по длине и местные соизмеримы между собой по величине и в ра
вной мере
оказывают влияние на расход жидкости через дроссель (рис. 66,
е).
На характеристику
комбинированных дросселей ока
зывает влияние вязкость рабочей жидкости. Поэтому такие
дроссели целе
сообразно применять в гидросистемах, в которых температура раб
очей
жидкости изменяется в небольших пределах.
Расчет дросселей производят по формулам гидравлики. Для опреде
ления расхода
жидкости через дроссель пользуются известной формулой
где
со
-
площадь проходного сечения дросселя;
Ар
-
перепад д
авлений у дросселя;
у.
-
коэффициент расхода, зависящий от конструкции дросселя,
числа Рейнольдса,
формы и размеров отверстия дросселя;
у
-
удельный вес жидкости.
Из курса гидравлики известно, что для каналов с круглой ф
ормой
живого сечения
а для каналов с прямоугольной формой
где е
-
коэффициент сжатия струи;
С
-
коэффициент местного сопротивления;
Я
-
коэффициент сопротивления трения;
R
,
I
,
d
—
гидравлический радиус, длина и диаметр канала дросселя.
Для пластинчаты
х дросселей (рис. 65,
в, д),
у которых
ко
эффициент расхода для
турбулентного режима практически не зависит от
вязкости жидкости и при совершенном
сжатии равен 0,62
-
0,625. При ла
минарном режиме
В пакетных пластинчатых дросселях (см. рис. 66,
д)
с
п
плас
тинами,
имеющими
одинаковые
d
и
s
,
коэффициент расхода определяют по формуле

где
/л
-
коэффициент расхода для одной пластины;
к
-
поправочный коэффициент; для ламинарного режима движе
ния
к =
1; для
турбулентного
к
= 1,25.
Для линейных дросселе
й (см. рис. 66,
а)
коэффициент расхода
или
т. е. зависит от режима движения и геометри
ческих параметров канала.
Для того' чтобы дроссель соответствовал своему назначению, ско
рость движения'
жидкости в проходном сечении дросселя должна быть
примерно в
9
-
10 раз больше
скорости в подводящих трубопроводе или канале. С учетом сказанного, в ориентировочных
расчетах площадь про
ходного сечения дросселя
со
определяют по эмпирической формуле
<
ys
0,
l
<
y
T
, где а>
т
-
площадь поперечного сечения подводящего трубопр
о
вода или канала.
Важной характеристикой дросселей является их равномерная и ус
тойчивая работа при
малых расходах. Из формулы (7. 15) видно, что при
заданном перепаде давлений изменить
расход жидкости через дроссель
можно, изменив площадь его проходного
сечения. Однако
устойчивая ра
бота дросселя возможна при уменьшении площади лишь до определенного
предела, ниже которого расход становится нестабильным. Это объясняется
облитерацией
(заращиванием) проходного сечения дросселя. Сущность
облитерации заключает
ся в том,
что в микронеровностях узких каналов за
держиваются и оседают твердые частицы,
содержащиеся в рабочей жидко
сти. Если размеры этих частиц соизмеримы с размером
рабочего окна, то могут произойти полное его заращивание и прекращение расхода жидко
-
с
ти через дроссель. При увеличении площади рабочего окна расход жидко
сти
восстанавливается, а при уменьшении
-
в течение короткого времени снова уменьшается до
нуля. Причиной облитерации рабочего окна могут
быть не только недостаточная очистка
рабочей жидк
ости, но и адсорбция.
Рабочая жидкость содержит активно
-
полярные
положительно или
отрицательно заряженные молекулы. Металлические стенки щелей дрос
-
селя обладают поверхностной энергией в виде внешнего электрического
поля. Это поле у
единичной поверхности с
лабое. Однако, будучи располо
женным между двумя
поверхностями, оно простирается на большее рас
стояние, а его интенсивность действия
увеличивается с уменьшением раз
мера щели. В этом случае течение жидкости через щель
сопровождается
отложением поляризован
ных молекул на поверхностях, образующих щель.
Вначале образование слоя поляризованных молекул идет интенсив
но, а затем, по мере
увеличения толщины слоя, происходят экранизация
силового поля и снижение
интенсивности положения поляризованных мо
лекул. В кон
ечном итоге на поверхностях,
образующих щель, толщина слоя
поляризованных молекул может достигать 10 мкм. Этот
слой способен со
противляться значительным нормальным и сдвигающим усилиям. Со вре
-
менем происходит постепенное уменьшение площади живого сечения
рабо
чего окна дросселя,
а при малых значениях
-
и полное его заращивание. Со
ответственно уменьшается до нуля и
расход жидкости через дроссель. При страгивании с места дросселя адсорбционный слой
молекул разрушается, а
первоначальный расход восстанавлива
ется. Однако по истечении
короткого
времени движение жидкости через дроссель снова прекращается.
Помимо качества очистки рабочей жидкости и размеров рабочего окна на
облитерацию оказывают влияние механические свойства рабо
чей жидкости и ее
температура, пе
репад давлений и расход через дрос
сель, физико
-
механические свойства
конструкционных материалов и не
которые другие факторы. Исключить облитерацию и
добиться стабиль
ности малого расхода можно, прежде всего, увеличением площади про
-
ходного сечения дроссел
я и соответствующего уменьшения перепада давлений. Однако
такой путь не всегда возможен. Поэтому, чтобы полу
чить небольшой расход жидкости,
применяют специальные конструкции
дросселей. В таких дросселях запорно
-
регулирующему элементу
-
игле, пробке, диафр
агме и т. д.
-
сообщаются непрерывные
вращательные или осциллирующие движения. Благодаря этим движениям на рабочей по
-
верхности окна дросселя не образуется слоя поляризованных молекул и
не происходит
заращивания щели.
Примером конструкций служит щелевой др
оссель типа Г
-
77
(рис. 67), широко
применяемый в гидроприводах лесных машин. Аппа
рат состоит из корпуса /, передней
крышки
6,
задней крышки
10,
запор
-
но
-
регулирующего элемента
9,
лимба 5, рукоятки
4
управления дроссе
лем и уплотнения 7. Рабочая жидкость п
одводится в одно из отверстий

12,
проходит через щель
2
в запорно
-
регулирующем элементе и отводит
ся через отверстие
11.
Изменение расхода жидкости достигается измене
нием проходного сечения щели путем
поворота запорно
-
регулирующего
элемента рукояткой. Для
фиксации дросселя в нужном
положении слу
жит гайка
3.
Утечки отводятся через дренажное отверстие
8.
Дроссели Г
-
77 выпускают для расходов от 0,06 до 80 л/мин и ра
бочего давления до
20 МПа.
Недостатком дросселей является неравномерность расхода, вызван
ная
изменением
перепада давлений у дросселя при работе гидропривода.
На рис. 67,
б
приведена
проливочная характеристика дросселя Г77
-
11
Q
=
J
(
Ap
),
из которой видно, что с
изменением перепада давлений (вы
званного, например, изменением нагрузки,
преодолеваемой
гидродвига
телем) изменяется расход через дроссель, а следовательно, и
расход на
том участке гидросистемы, где данный дроссель установлен. Это ограни
чивает
применение дросселей в гидроприводах только тех машин, где на
грузка на гидродвигатель
не изменяетс
я, или когда в условиях перемен
ной нагрузки изменение скорости движения
выходного звена допустимо.
Для частичного или полного устранения неравномерности расхода
применяют
регуляторы расхода, в которых перепад давлений в дросселе
Ар
во время его работы
п
оддерживается примерно постоянным. Принци
пиальная схема и конструкция такого
регулятора расхода (типа Г55
-
2)
приведена на рис. 68.
Конструктивно этот аппарат состоит из последовательно включен
ных редукционного
клапана
1
и дросселя
2.
Расход жидкости чере
з регуля
тор устанавливается дросселем, а
постоянство давления на входе дросселя
поддерживается редукционным клапаном. В
установившемся режиме без
учета трения и инерции равновесие редукционного клапана
1
определяется
следующим уравнением:
откуда перепад
давлений у дросселя
Расход жидкости через дроссель
Здесь
Р
пр
-
начальное натяжение пружины
3
редукционного клапана;
для серийных
конструкций регуляторов расхода
с
-
жест
кость пружины
3
редукционного

клапана;
х
-
перемещение золотника / ре
дукционного
клапана;
р*,
-
давление жидкости за
дросселем (для схемы на
рис. 68,
б
это давление определяется сопротивлением сливной
линии, ко
торое можно принять мало изменяющимся); р
3
-
давление жидкости перед дросселем
(благодаря редукционному клапану давление
ръ
по
ддерживается постоянным независимо от
характера изменения нагрузки, преодолеваемой
гидродвигателем, в пределах, когда
рг^г)
.
Благодаря постоянству пе
репада давлений у дросселя
рас
ход жидкости через регулятор и
скорость движения
выходного
звена гидрод
вигателя не зависят
от нагрузки.
Вид проливочной ха
рактеристики
Q
=
f
[
Ap
)
регулятора
расхода Г55
-
21 приведен на рис. 69.
При работе гидропривода вследствие изменения
коэффици
ента расхода
/л,
вызванного коле
баниями
температуры рабочей
жидкости, расход чер
ез регулятор
может изменяться. Для серийных конст
рукций регуляторов
это изменение расхода составляет 5
-
10 %.
Благодаря малому перепаду давлений
Ар=рз
-
р
А
=
(0,3
-
0,35) МПа
требуемый расход через регулятор можно
пропускать при сравнительно
больших проходны
х сечениях дросселя. Это исключает
облитерацию ра
бочих окон дросселя и повышает надежность работы гидропривода и осо
-
бенно при малых расходах.
Регуляторы расхода Г55
-
2 выпускают для расходов от 0,06 до 160 л/мин и рабочего
давления до 20 МПа.

2.2.
Назначение и классификация гидравлических систем
Гидравлические приводы, применяемые на самоходных машинах,
используются:
-
для привода рабоче
го и навесного оборудования (эк
скаваторы,
погрузчики,
автокраны, стогометатели, пере
гружатели и т. д.);
-
для
изменения по
ложения рабочих органов (бульдо
зеры, автогрейдеры,
ры
хлители, кусторезы, зерно
-
и си
лосоуборочные комбайны, контейнеровозы и т.
д.).
-
для привода колесных и гусеничных механизмов хода (экскаваторы,
тягачи, комбайны, катки и т. д.);
—
для упра
вления вс
помогательными механизмами (тор
мозами, муфтами
сц
епления, коробкой перемены пере
дач, рулевым управлением и т. д.).
Гидравлические системы классифицируются по разным признакам:
номиналь
ному давлению, числу потоков ра
бочей жидкости, свойству
регулир
уемости параметров и др.
1. По величине но
минального давления рабочей жид
кости:
а)
сверхнизкого давления
–
до 1 МПа;
б)
низкого давления
–
от 1 до 4 МПа;
в)
среднего давления
–
от 4 до 10 МПа;
г)
высокого давления
–
от 10 до 20 МПа;
д)
сверхвысокого давлен
ия
–
свыше 20МПа.
Гидросистемы сверхнизкого давления применяются для охлаждения
обрабатыва
емых деталей и смазки поверхнос
тей трения. В таких гидросистемах
давление расходуется на преодоление сил тр
ения жидкости о стенки
трубопро
водов, деформацию потока в м
естных сопротивлениях и подъем
жидкости из гидробака на высоту потребителя.
Гидросистемы низк
ого давления применяются для уп
равления
вспомогате
льными механизмами. Они применя
ются в тормозных сист
емах, в
управлении муфтами сцеп
ления (при включении
бустеров
в коробках перемены
пе
редач), рулевом управлении и т. д.
Гидросистемы сре
днего давления применяются огра
ниченно, так же как и в
предыдущем случае, для управле
ния вспомогательными Движениями, где для
выполнения соответствующих опера
ций низкого давления недо
статоч
но.
Гидросистемы высо
кого давления применяются в са
моходных машинах
ра
зличного технологического назна
чения для изменения положения, рабочих
органов, а в ряде машин и для привода
рабочего и навесного оборудова
ния.
Кроме того, они
применяются в роботах
и манипу
ляторах для привода
инструмента, перемещения
обраба
тываемых деталей и
выполнения других
рабочих опера
ций. Гидросистемы выс
окого давления получили наиболь
шее
распространение в технике.
Гидравлические сис
темы сверхвысокого давления при
меняются на
са
моходных машинах с тяжелым режимом работы (одноковшовые экскаваторы,
тягачи и др.) для выполнения рабочих операций.
2.
По свойству регулируемости параметров:
а)
регулируемые;
б)
нерегулируемые.
3.
По способу регу
лирования скорости гидродвигате
лей:
а)
дросс
ельного регулирования;
б)
объемного регулирования;

в)
ступенчатого регулирования.
4. По режиму работы гидродвигатсле
й:
а)
непрерывного де
йствия (объемные трансмиссии тя
гачей: катков и других
самоходных машин, приводы тран
спортеров и т. д.);
б)
циклического
действия (экскаваторы, бульдозеры, погрузчики и т. п.).
5.
По числу потоков жидкости:
а) однопоточные
;
б)
двухпоточные;
в) трехпоточные
.
Од
нопоточными называются гидросистемы, в которых
функционирование
гидродвигателей
осуществляется от одного или несколь
ких насосов с
объединенной напо
рной линией. Двух
-
и трехпоточным
и называются также
системы, в
которых движение гидродвигатслей, разделен
ных на соответствующее
число групп, осуществляется от двух или трех насосов
(или потоков), имеющих
автоном
ные напорные л
инии и системы управления. В
таких гид
росистемах для
выполнения некоторых рабочих операций два потока жидкости
могут быть поданы
к одному гид
родвигателю.
6.
По способу управления:
а)
ручное;
б)
электрическое;
в)
механическое;
г)
гидравлическое;
д)
электрог
идравлическое.
7.
По конструктивным признакам:
а) открытые гидроси
стемы, в которых жидкость посту
пает от насоса к
распределителю, а от него
в напорную полость гидродвигате
ля и, совершив
работу, из сливной полости возвращается
в гидравлический бак, находящи
й
ся под
атмосферным давлением;
б)
закрытые гидроси
стемы, в которых жидкость от на
соса поступает в
напорную полость гидродвигат
е
ля, а
из сливной полости гидродвигате
ля во
всасывающую линию насоса.
Закрытые гидравл
ические системы имеют преимущес
тва перед отк
рытыми:
-
не требуют гидра
влического бака и уменьшают объ
ем рабочей жидкости в
системе;
-
снижают массу машины;
-
исклю
чают кавитацию в насосах;
-
повышают работоспособность гидропривода при низких температурах;
-
предохраняют рабочую жидкость от
внешних з
агряз
нений и влага;
-
увеличивают долговечность гидрооборудования. Однако закрытые
гидросистемы имеют не менее су
щественные недостатки:
-
большой нагрев ра
бочей жидкости, что требует при
менения специальных
охладительных устройств;
-
ограниченную во
зможност
ь использования в гидро
системах с
поступательным движением;
-
требуют дополнительной насосной установки для подпитки рабочей
жидкостью.
Указанные недост
атки ограничивают применение закрытых гидросистем в
гидропрводах с циклическим дви
жением гидродвигателей
.
2.3. Составление принципиальной гидравлической схемы

Гидравлическая схема как угодно сложной машины состоит из трех
основных частей:
-
силовой или насосн
ой, в которой механическая энер
гия приводного
двигателя преобразуется в гидравличе
с
кую энергию напор
а рабочей жидкости;
-
распределительн
ой, обеспечивающей изменение на
правления движения
ра
бочей жидкости от насоса к рабо
чим полостям гидродвигателей и из сливных
полостей в гидробак;
-
исполнительной,
или рабочей части (гидродвигате
лей), приводящей в
движе
ние рабочие органы машины.
Кроме того, в гидра
влическую схему входят кондиционеры (ги
дробак,
филь
тры, теплообменники) и вспомога
тельное гидрооборудов
ание (трубопроводы,
соединитель
ная аппаратура, измерительная аппаратура).
Следует помнить, что полная и точ
ная информация о характере, времени
дейс
твия и величине нагрузок в меха
низмах, знание особы
х требований,
предъявляемых спе
цификой работы маш
ины, условиями эксплуатации поз
воляют
спроектироват
ь наиболее надежный гидравличес
кий привод. Поэтому студент
должен
хорошо ознакомиться с назначением машины
, с принципом ее действия,
усло
виями эксплуатации,
возможным расположением и взаи
модействием
гидрооб
орудования. При составлении гид
равлической схемы необходимо широко
использовать опыт разработки и эксплуатации анал
огичных машин.
В отраслевых научно
-
исследовательских институтах совместно с заводам
и
-
изготовителями гидрофицирован
ных самоходных маш
ин разработаны типовые
гидравли
ческие схемы. Их использование уменьшает объем работы конструкторов
отрас
ли, упрощает произво
дство и сни
жает номенклатуру ги
дрооборудования,
повышает качес
тво проектирования гидроприводов.
Однако студенту
необходимо приобрести навыки са
мостоятельного
соста
вления и модернизации существую
щих типовых гидравлических схем.
Поэтому целесообраз
но вначале
самостоятель
но составить принципиальную
гид
равлическую схему ма
шины, а затем проверить ее типо
вой схемой и внести
необходимые корректировки. Пре
жде
всего,
надо устано
вить, какими
отличительными при
знаками будет обладать
проектируемая гидросистема:
от
крыта
я или закрытая, регулируемая или нерегулируемая, однопоточная или
двух
поточная, с ручным или автомати
ческим управлением. За
тем студент
приступает к состав
лению принципиальной схемы.
Вначале рассмотрим принц
ип действия объемного гид
ропривода по его
функцион
альной схеме (рис. 2). Меха
-
Рис.2. Функциональная схема объемного гидропривода

ническая энергия от двигателя внутреннего сгорания (М) передается на вал
насоса (Н), который преобразует ее в гидравлическую. Поток
рабочей жидкости от
насоса пос
тупает к н
аправляющей (НГА) и регулирующей (РГА) гидроаппаратуре,
а от не
е к гидродвигателям (ГД), обес
печивающим движение рабочего
оборудования, пр
ивод механизма хода и т. д. В ги
дродвигателях гидравлическая
энергия потока жидкос
ти вновь преобразовывается в ме
ханич
ескую. Соверши
в
работу, поток жидкости от гид
родвигателя через
направляющую и регулирующую
гид
роаппаратуру поступает в кондиционеры, где происходит очистка (Ф),
теплообмен
(Т) и отстой жидкости (ТБ). Да
лее совершается следующий цикл
рабочей жидкости, она в
новь поступает во всасывающую гидролинию насоса.
После ознакомлени
я с принципом действия гидропри
вода следует составить
структурную схему гидросистемы машины, на которой блоками изобразить
основное и вспо
могатель
ное переоборудование и указать функци
ональ
ны
е связи
между ними.
Эта схема позволит понять назна
чение и особенности каждого
гидроэлемента и выбрать для принципиальной гидравлической схемы
оптималь
ные конструкции гидрооборудован
ия.
Рис.3. Структурная схема гидропривода бульдозера
На рис. 3 приведен
а структурная схема бульдозера
с гидра
влическим
приводом подъема
-
опус
кания отвала и пе
рекоса отвала. От насоса (Н) по
ток
жидкости пос
тупает к распределителю (Р), со
держащему напо
рную, две рабочие и
сливную секции. Первая рабочая сек
ция, обеспе
чивающая упра
вление
гидроцилиндра
ми (Ц1 и Ц2) подъема
-
опускания отв
ала должна быть
четырехпозицион
ной, чтобы обеспечить плавающий режим отвала в период
заглаживания грунта. Вторая рабочая секция, управляющая гидроцилиндрами (ЦЗ
и Ц4) перекоса отвала, может быть трехпоз
иц
ио
нной. Для стабилизации отвала в
требуемом технологи
ей положении между распределите
лем (Р) и двумя парами
гидроцилиндров должны быть предусмотрены гидро
замки (Г31 и Г32). Исключить
са
мопроизвольное падение отвала и ограничить скорость его опускания можн
о
уста
новкой в штоковой полости гидро
цилиндров (Ш и Ц2) дросселя с обратным
клапаном (ДР).

В структурной схе
ме не расшифрованы принципы действия распределителя,
фильтра, гидробака и гидроаппа
ратуры, а также не показана контрольно
-
измерительная аппаратура.
Все это о
тражается на принципиальной схе
ме, которая
вычерчивается вслед за структурной.
Теперь на основе ст
руктурной схемы составим принци
пиальную
гидравлическую схему бульдозера (рис. 4), в которой гидропривод осуществляет
подъем
-
опускание и
Рис. 4.
При
нципиальная гидравлическая схема бульдозера
перекос (изменение пол
ожения в плане) отвала. Эта схе
ма включает в себя
г
идробак 1, соединенный всасываю
щей гидролинией 2
с насосом 3, который
подает жидкость по напорной гидролинии
4 к распределителю 5. В
предс
тавленной гидросистеме бульдозера должно быть две пары гидроцилиндров,
одна из них 6 осуществляет подъем
-
опускан
ие отвала, а другая 7
-
перекос
отвала, поэтому в распределителе 5 предусмотрено две рабочих секции, первая из
кот
орых, четырехпозиционная, упра
в
ляет гидроцилиндрами 6
подъема
-
опускания

отвала, а вторая, трехпозицио
нная,
управляет гидроцилиндрами 7 пе
рекоса
отвала.
В штоковой полост
и гидроцилиндров подъема
-
опуска
ния отвала размещен
дроссель с обратным клапаном 8, исключающий быстрое опускание или
падение
отвала в случае обрыва трубопровода. Гидрозамки 9 и 10, установленные в
штоковых п
олостях гидроцилиндров, исключа
ют самопроизвольное изменение
положения отвала за счет утечек рабочей жидкости в распределителе 5.
Из распределителя
5 жидкость по слив
ному трубопро
воду 11 через фильтр
1
2 возвращается в гидробак 1. Па
раллельно с фильтром с
оединен клапан 13,
который пред
отвращает разруш
ение сливного трубопровода и фил
ьтро
-
элемента
при его критическом загрязнении. Переливной клапан предусмотрен конструкцие
й
нормализованных линейных фильтров. Д
ля контроля давления в гидросис
теме в
напорной Р1 сл
ивной линиях устанавливают мано
метры 14 и 15. Температура
рабочей жидкости измеряется датчиком 16. Манометры и датчик темпер
атуры
устанав
ливаются в кабине оператора и
дают ему информацию о режиме работы
гидропривода.
2.4. Одноковшовые полноповоротные экскаваторы третьей и
четвертой размерных групп
Рассмотрим состав б
олее сложной гидравлической схе
мы, например,
полноповоротног
о экскаватора с объем
ным приводом рабочего
оборудования и
гусеничного хода. На рис. 5 представлен
а упрощенная гидравлическая схе
ма
экскаватора четве
ртой размерной группы с гусенич
ным движителем. Вначале
целесообразно составить такую схему с указанием основных связей между
насосами и гидродвигателям
и. А затем введением в схему дополнительных
гидроаппаратов и подробной расшифровки рас
-
Рис. 5.
Упрощенная гид
равлическая схема экскалатора третьей и четвер
той
размерных групп
предели
телей вычертить окончат
ельный вариант принци
пиальной
гидравлической с
хемы,
В полноповоротном универсальном экскаваторе для обеспечения движения
рабочего оборудования, платфор
мы и хода машины гид
росистема должна иметь

семь гид
родвигателей: два гидромотора хода, гидромотор пово
ро
та платформы:
гидроцилиндры привода ковша и рук
ояти, два спаренных гидро
цилиндра стрелы.
При таком коли
честве гидродвигателей
целесообразно применить двухпо
точную
гидросистему
с двумя насосами и распределителями
. Это позволит уменьшить
диаметр трубопроводов, выполнить оптимальную
разводку гидросистемы
и
совмес
тить технологические
операции, а также объединить по
токи жидкости двух
насо
сов и направить их к одному гид
родвигателю.
Гидропривод экскаватора эксплуатируется в режиме с большим количеством
включений и широким спектром нагрузок, поэтому целесообраз
но выбрать
регулируемый сдвоенный аксиально
-
поршневой насос. В результате
уменьшается
мощность привода, и снижаются потери энер
гии на дросселирование
и нагрев
рабочей жидкости. Кро
ме того, применение р
егулируемых насосов дает
возмож
ность сократить время
ци
кла за счет ускоренного движе
ния штоков на
холостом х
оду, а также при разработке лег
ких песчаных грунтов.
Как уже указывало
сь выше, при составлении развет
вленных схем с
несколькими гидродвигателями следует учитывать:
-
возможность с
овмещения движения рабоч
их орга
нов машины, например,
поворот платформы и движение стрелы и т. д.;
-
независимость работы гидродвигателей;
-
использование всего силового потока жидкости от двух насосов для
привода каждого из гидродвнгателей.
Гидравлическая схема полноповоротного э
кскаватора на гусеничном ходу
(рис.
6) состоит из гидробака 1, регу
лируемого сдвоенного насоса 2,
распределителей 3 и 4, гидромоторов привода хода 5 и 6, гидромотора поворота
платформы 7, гидроцилиндров рукояти 8, стрелы 9 и 10, ковша 11.
Распределительные
устройства образуют две группы гидродвигателей:
первая
питается от одного потока (гид
ромоторы 5 и
7, гидроцилиндр 8), а вторая
–
от одного или двух потоков при нейтральном положении золот
ни
ков
распределителя 3.
Использование двух силовых пото
ков одновреме
нно
увеличивает скорость гидроцилиндров привода ковша и стрелы и сокращает
длительность цикла. Для увеличения скорости передвижения экскаватора и
равномерной загрузки насосов гидромоторы
хода подклю
чаются к разным
силовым потокам.
На трубопроводах гидромот
оров установлены блоки подпиточных клапанов
12,
которые позволяют избежать кавитащюнного реж
има работы, например, при
движе
нии экскаватора под уклон или торможении поворотной платформы. При
недост
аточной подаче жидкости или пре
кращении подачи ее
в напорную
линию
гидромотора че
рез подпиточный клапан
жидкость подсасывается из слив
ной
линии.
В линии штоковых полостей гидроцилиндров рукояти и стрелы расположены
вторичные предохранительные клапаны 13, которые исключают перегрузки в
системе при нейтральном положе
нии золотников управления. В ли
нии поршневых
поло
стей гидроцилиндров стрелы уста
новлен дроссель с обратным клапаном 14,
предназначен
ный для ограничения скорости опускания стрелы.
Изме
-

Рис. 6. Принципиальная гидравлическая схема экскаватора четвертой
р
азмерной группы с гусеничным движителем
рение давления в н
апорной и сливной линиях осущес
твляется манометрами
15. Фильтры 16 предназначены для очистки рабочей жидкости от механических
примесей, а перепускной клапан 17 предохраняет сливную линию от разруше
ния
и избыточного давления при загрязнении фильтроэлсментов. Для
контроля за
температурой приме
нен термодатчик 18:
В гидросистемах с
тяжелым режимом работы рекомен
дуется устанавливать
теплообменник 19 для подогрева жидкости в холодное в
ремя года и охлажден
ия
ее в лет
ний период. Краном 20 выключают теплообменник, когда температура
жидкости становится оптимальной.
На рис. 7 представ
лена принципиальная гидравличес
кая схема
полноповоротн
ого гусеничного экскаватора чет
вертой размерной гр
уппы ЭО
-
4121.
Гидропривод
экска
ватора состоит из сдвоенного насоса 1 (секция А
и Б), который
подаст потоки
жидкости из гидробака 2 к гидро
распределителям 3 и 4.
В опорных
секциях 5 распредели
телей размещены пе
рвичные предохранительные клапа
ны и
обратные клапаны.
Золотники 6, 7 и 8
распределите
ля 3 управляют
соответственно гидромотором 16 привода левой гусеницы, гидромотором 1.7
поворота платформы, гидроцилиндром 18 о
ткръгвания днища ковша (при пря
мой
лопате) или поворота грейфера при использовании последнего в качестве
сменного обо
рудования. Кроме того, золотник 8 управляе
т гидроцилиндрами 20
или 21 пово
рота рукояти погрузчика при соответствующей переналадке рабочего
оборудован
ия. Этими же гидроцилиндрами уп
равляет и золотник 10, объединяя
потоки жидкости двух секций насоса и увелич
ивая скорость выполнения опера
-
ций.
Золотник 9 распределителя 4 управляет спаренными гидроцилиндрами 22
п
одъема
-
опускания стрелы экскава
тора. Причем эта секция
стыкуется с
золотником 14, кот
орый обеспечивает оп
ускание стрелы под действием
со
бственного веса
(при нейтральном положении золотника 9). Между рабочими
се
кциями 9 и 10 установлена проме
жуточная секция 13,
которая предназначена

для совмещения рабочих операций
-
подъема стрелы и поворота рукояти или
ковша. При совмещении операций рабочая жидкость из ш
токовых поло
стей
гидроцилиндров 22 стре
лы поступает в гидроц
и
линдр 21 рукояти погрузчика или
гидроцилиндр 23 ковша обратной лопаты.
Золотник 10, как уже указывалось выше, управляет гид
-
роц
илиндром 20 поворота рукояти обратной лопаты или гидроцилиндром
21
поворота
рукояти погрузчика. Золот
ник 11 управляет гидр
оцилиндром 23
поворота ковша об
ратной лопаты или (в
зависимости от сменного оборудо
вания)
гидроцилиндром поворота ковша прямой лопаты с поворотным ковшом или
гидроцилиндром грейфера, а также гидроци
линдром 24 поворота ковша
погрузчика. Золотник 12 управляет
гидромотором 25 хода правой гу
сеницы. Как и
левый г
идромотор 16, он соединен с рас
пределителем через центральный
коллектор 15.
Если золотники 6, 7
и 8 распределителя 3 не включе
ны, то весь поток о
т
секции А насоса 1 поступает через обратный клапан 26 к распределителю 4. В
этом случае золотники распре
делителя 4 направляют объединен
ный поток
жидкости
к соответствующим гидродвигате
лям.
Происходит ускоренное движение
гидродвигателей. Предохранительные
клапаны в напорных секциях пред
охраняют
насос от пе
регрузок. Вторичные псредохрани
тельные клапаны 27, 28 и 29,
пристыкованные к рабочим секциям распределителей, предназначены для
разгрузки гидроприводов при пиковых давлениях в период разгона или
торможения
. Пр
едохранительные клапаны 19 уста
навливаются при рабочем
оборудовании грейфера и слу
жат для предотвращения перегрузок в обоих
гидролиниях и выполнения плавного поворота грейфера.
Предохранительные клапаны 30 и 31 разгружают полости гидроцилиндров,
трубо
проводы и распределители от чрезмерных ре
активных давлений в запертых
по
лостях гидроцилиндр
ов, возникающих при качании ков
шом. При оборудовании
экскаватора обратной лопатой клапан 30 предохраня
ет штоковую полость
гидроцилинд
ров 22 стрелы, а клапан
ы 31 порш
невую полость гидроци
линдра 21

рукояти погрузчика. При установке сменного погрузочного оборуд
ования клапан
31 защищает штоко
вую полость гидроцилин
дра 24 поворота ковша, а при
ус
тановке оборудовани
я прямая лопата защищает поршне
вую полость
гидроцилиндров ру
кояти прямой лопаты и прямой лопаты с поворотным ковшом.
Обратные клапаны 32 предназначены для исключения кавитационного
режим
а работы гидроцилиндров (для вы
полнения утечек рабочей жидкости) при
срабатывании предохранительных клапанов 30 и 31
, а также искл
юче
ния
кавитации в гидромо
торах 16, 17 и 25 при срабатыва
нии предохранительных
клапанов 27, 28 и 29.
Между распределителями 3 и 4 размещен обратный клапан 26, который
исключает поток жидкости из секции Б насоса 1 в сливную с
екцию
распределителя 3, но обес
п
ечивает суммирование потоком обеих секций насоса в
распределителе 4 пр
и нейтральном положении всех зо
лотников распределителя 3.
На выходе из сливных секций распределителей потоки жидкости
объединяются и поступают в теплообменник 33 с переливным клапаном
34
,
который срабатывает при по
вышении сопротивлен
ия потоку жидкости в
теплообмен
нике при низких температурах. После теплообменника поток жидкости
поступает к параллельно установленным линейным фильтрам 35.
Для управления тормозами механизмов хода и повор
о
та
платформы служат
гидрозамыкатели 36, которые сра
батывают при включе
нии кранов 37 с
фиксаторами. По
ток жидкости для гид
розамыкателей обеспечивает
вспо
могательный гидронас
ос 38, установленный на двигате
ле внутреннего
сгорания. Насос 38 имеет автономный предо
хранительный клапан 39.
Заправка и дозаправка гидросистемы экскаватора рабочей жидкостью
осуществляется вспомогательным насосом 40, кот
орый через фильтр 41 подает в
гид
робак требуемый объем жидкости.
В кабине операто
ра размещены манометры 42, кото
рые при в
ключении
вентилей 43 показывают давление жидкости в двух напорных, сливной и
вспомогательной гидролиниях.
На рис. 8 приведена принципиальная гидравлическая схема одноковшового
экскаватора третьей размерной группы на пневмоколесном ходу. Данная схема
близка
к предыдущей (рис. 7), пр
именяемой в экскаваторах с гусе
ничным
движителем. Основные о
тличия заключаются в том, что в
этой схем
е для привода
механизма хода ис
пользуется один гидро
мотор, пристыкованный к
диферен
циальному механизму и через него
передающий кр
утя
щий момент на
задние спаренные колеса. Кроме того, в этом экскаваторе пр
именена
дополнительная вспомога
тельная система рулевог
о управления с приводом от
вспо
могательного насоса.
Гидропривод экскав
атора на пневмоколесном ходу со
держит основной
сдво
енный
регулируемый насос 1 (сек
ции А и Б), который подает поток жидкости
из гидробака 2 к секционным распределителям 3 и 4, имеющим соот
-

Рис. 8.
Принципиальная гидравлическая схема экскаватора третьей
размерной группы с колесным движителем
ветственно три и
четыре
рабочие секции. В напорных сек
циях
распределителей размещены первичные предохр
а
нительные и обратные клапаны.
Золотник 5 управляет гидромотором 12 поворота платф
ормы экскаватора, а
золотник 7
-
гидроцил
индром 13 поворота рукояти. При
чем к корпусам об
оих
золотников пристыкованы клапан
ные блоки 14 и 15 с вторичными
предохранительными и обратны
ми клапанами. Выходы золотника 6
заглушены, он
может быть использован в дополнительном сменном оборудовании. Как видно из
схемы, на гидроцилиндр 13 поворота рукоят
и может быть одновременно
направлен поток жидкости от золотника 11. Это сделано дл
я увели
чения скорости
поворо
та рукояти, что позволяет сокра
тить время цикла и по
высить
производительность экска
ватора.
При нейтральном
положении золотников распредели
теля 3 в
есь поток
жидко
сти от секции А поступает в рас
пределитель 4 и объе
диняется с потоком
жидкости сек
ции Б. В этом случае объединенный поток жидкости может быть
направлен в
гидромотор 16 механизма передви
жения, спаренные гидроцилиндры
17 подъема
-
опускания
стре
лы или гидро
цилиндр 18 поворота ковша. Кроме того,
при выключенных золотниках 8, 9 и 10 объединенный поток жидкости золотником
11 может быть направлен в гидроцилиндр 13 пов
орота рукояти. Объединение
пото
ков жидкости от двух секций насоса, как уже указывало
сь выше,
предусмотрено
для повышения скорости выполне
ния рабочих операци
й и в
конечном итоге для повыше
ния производительности экскаватора.
К золотникам 8 и 9 распределителя 4 пристыкованы блоки 19 и 20
вторичных предохранительных и обратных клапанов, котор
ые ис
ключают
перегрузки в гидроцнлин
драх 17 стрелы и гидром
оторе 16 механизма хода
экскава
тора. Обратные клапа
ны исключают кавитацию в гидрод
вигателях при
движе
нии машины под уклон, буксирова
нии или быстром опускании стрелы.

В экскаваторах на пневмоколесно
м ходу используется рулевое управление
сл
едящего типа. Для этой цели при
меняется автономная
гидросистема,
содержащая нерегу
лируемый насос 21, п
редохранительный клапан 22,
рас
пределитель 23, золотник 24 следящего типа, гидроцнлиндр 25 поворота
грейфера
, гид
роцилиндр рулевого управле
ния 26, гидроцилиндры 27 обратной
связи. При повороте рулевого колеса золотник 24 следящего типа
перемещается
в
одно из крайних
положений (в зависимости от на
правления поворота рулевого
колеса), при этом жидкость подается в одну и
з пол
остей гидроцилиндра рулевого
уп
равления, связанного с р
улевой трапецией. Последователь
но с гидроцилиндром
18 соединены гидроцилиндры 27 обратной связи, которые осуществляют обратную
связь между рулевым колесом и управляемыми колес
ами экска
ватора. Таки
м
образом,
поворотом рулевого колеса изме
няется угол поворота передних колес и
осуществляется разворот экскаватора.
На сливной линии, гидросистемы последовательно соединены кран 28,
масляный радиатор 29, фильтр 30 с переливным клапано
м. Краном 28 поток
жид
кости при
необходимости может
быть направлен в масляный радиа
тор 29 и от
него через ф
ильтр 30 в гидробак 2 или непос
редственно к фильтру 30. За счет
прохода жидкости через обдуваемый масляный
радиатор (калорифер)
осуществля
ется охлаждение рабочей жидкости.
Для и
змерения давления в напорной и сливной гидро
лин
иях установлены
манометры 31 и 32. Измерение тем
пературы осуществляется термодатчиком 33,
приемник 34 которого размещен в гидробаке.
Дозаправка и заправка гидросистемы пр
оизводится руч
ным насосом 35,
под
ающим жидкость через фильтр 36 из специального заправщика.
Следует отметить, ч
то в России и странах СНГ экска
ваторы третьей и
четвертой размерных групп выпускаются в нескольких модификациях.
Гидравлические схемы этих машин различаются ме
жду собой, однако в
основном
со
держат одно и тоже ги
дрооборудование (насосы, распределители, гидромоторы,
гид
роцилиндры и др.). В данной книге приведены гидравлические схемы
экс
каваторов, выпускаемых серийно
Ковровским, Тверским, и Санкт
-
Петербургским экскав
аторными заводами
, которые пери
одически модернизируют
гидроприво
д
.
2.5. Одноковшовые полноповоротные экскаваторы пятой и шестой
размерных групп
Эти
м
ашины вып
ускаются Воронежским экскаватор
ным заводом (основные
модели
ЭО
-
5124, ЭО
-
612
2А и ряд их модификаций).
В отличие о
т
гидравлических схем,
экскаваторов третьей и четвертой
размерных групп, в большинстве которых
применяется ручное уп
равление, в
гидроприводах экска
ваторов пятой и шестой размерных групп используется
гидравлическое переключение золотников основных распределит
елей.
Применение гидравлического управления обусловлено тем, что
на перемещение
золотников боль
шого диаметра на рукоятках и педалях оператора возни
кают
значительные сил
ы, на преодоление которых требу
ется большая физическая сила.
Если учесть, что з
а смену
оператору приходится до
восьми тысяч раз переключать
рычаги и педали распределителей (все это выполняется в условиях вибрации
машины и распыленности воздуха), то забота конструкторов о его условиях труда
не покажется лишней. Применение гидравлического упра
вления усложн
яет
гидравлическую схему экскаватора, но позволяет ре
шить большинство
вышеуказанных проблем.

Экскаваторы
пятой и шестой размерных групп
имеют производительность в
2
—
2,5 раза выше, а удельную
энергоемкость на 15
-
25% ниже, чем экскаваторы
четвер
той размерной группы, п
оэтому используются при выполне
нии больших
объемов
работы на одном участке. Отличи
тельной особенностью
экскаваторов
пятой и шестой раз
мерных групп является то, что первый из ни
х имеет ди
зельный
двигатель ЯМЗ
-
238Г для привода насосов,
а вто
рой дна электрических двигателя
мощностью по 75 кВт каждый и подключаетс
я специальным кабелем к сети
пе
ременного тока напряжением 380 вольт. Гидросистемы этих экскаваторов
аналогичны и разли
чаются только на
сосной установкой. В гидросистеме
экскаватор
а ЭО
-
5124 и его модификациях и
спользуются два регулируемых
од
нопоточных насоса, а в гидросистеме экскаватора ЭО
-
6122
четыре основных
насоса, два из
которых регулируемы и два нерегул
и
руемы.
На рис. 9 приведена принципиальная гидравлическая схема экскаваторо
в
пят
ой размерной группы [2]. Гидроп
ривод экскаватора содержит два основных
регулируемых насоса 1 и 2 типа 311.224, нерегулируемый насос системы
управления (схема управления на чертеже не показана), вспомогательный насос
23 заправки и дозаправки гидро
систе
мы. Регулируемы
е насосы 1 и 2
обеспечивают раз
дельное автоматическое регулирование потока жидкости в
диапазоне рабочего д
авления от 25 до 32 МПа при постоянной
мощности.
Благодаря независим
ому регулирова
нию потоков жидкости достигается более
рациональное,
чем при суммарном регулировании (в экскататорах третьей
и четвертой размерных групп), использование мощности привода.
Для управления гид
роприводами используются два мо
ноблочных
распределителя 3 и 4 с закрытым центром. Отличительной особенн
остью их
явля
ется система блоки
рованного сервоуправле
ния, которая обеспечивает
однов
ременное подключени
е к напорной линии каждого насо
са только одного
потребителя, т. е. независимое питание любых двух гидродвиг
ателей или

суммарное питание од
ного из гидроцилиндров. Толь
ко гидромоторы хода 7 и 8
имеют независимое сервоуправлсние распределительных золотников.
К корпусам распр
еделителей прикреплены специаль
ные блоки,
включающие в себя два предохранительных 9 и два подпиточных 10
клапана.
Предохранительные кла
паны 9 предназн
ачены
для ограничения давления в
гид
родвигателях, возникаю
щего в результате действия реак
тивной си
лы или
инерционной нагрузки, а подпи
точные клапаны 10
-
для вос
полнения объемных
потерь жидкос
ти и предотвращения кавитации в полостях гидромотора. Обратные
к
лапаны 5
и 6 устанавливаются для исключе
ния противопотока рабочей жидкости
из гидроцилиндров в период включения золотника.
Параллельно с ра
спределителями и насосами соеди
нен дроссельно
-
клапан
ный блок 11, в котором смонтиро
ваны предохранительные кла
паны и
у
правляемые дроссе
ли. Предохранительн
ые клапаны предназначены для
ог
раничения давления
жидкости в напорных линиях насо
сов. Дроссели
сбрасыва
ют часть потока жидкости в слив
ную линию при параллельном
включении насосов.
Поворот платформы осуществляется гидромо
тором 12. В качестве
гидромоторов хода и поворота платформы в экскаваторе ЭО
-
5124 используются
аксиально
-
поршневые нерегулируемые гндром
оторы 310.112. Для привода
рабо
чего оборудования применены спаренные гицроиилинд
-
ры стрелы 13, рукояти
14 и гндроцилиндр
ковша 15. В гндроцилйндрах рукоя
ти и ковша предусмотрено
гидрав
лическое торможени
е (демпфирование) в крайних пол
ожениях поршня. В
сливной линии установлен фильтр 16 с переливным клапаном 17 и
двухпозиционный золотник 18, который предназначе
н для включения
масляного
ра
диатора (теплообменн
ика) 19. В напорных линиях насо
сов и сливной линии
устанавливаются манометры 20, а в баке 21 термодатчик, указатель 22 которого
находится в
кабине экскаватора. Гу
сеничный ход приводится в дейст
вие
гидромоторами 7 и 8, кажды
й из которых питается от своего насоса. Напри
мер,
насос 1 обеспечивает враще
ние
вала гидррмотора 7; а насос 2
-
гидромотора 8.
При нейтральном положении
золотников распределителя 4 по
токи жидкости
насосо
в суммируются для привода гидро
цилиндров рабочего о
бо
рудования.
Параллельное распо
ложение золотников в ра
спределителе 3 позволяет
исполь
зовать плунжеры один
акового диаметра в обоих распре
делителях и
упрощает р
азводку трубопроводов. Насос до
заправки 23 подает рабочую жидкость
в гидробак 21 через фильтр 24.
Ги
дропривод экскав
атора работает на нескольких ос
новных режимах.
Холостой режим.
П
ри холостом режиме работы золот
ники распределителей
3, и 4 не включены и поток жид
кости от насосов 1 и 2 через дроссельно
-
клапанный блок 11, фильтр 16 и теплообменник 19 поступ
ает в гидробак 21. В
этом случае насос
ы 1 и 2 установлены на минималь
ную подачу и потребл
яют
небольшую мощность. Все гид
родвигатели неподвиж
ны, и рабочее оборудование
удер
живается на весу.
Нерегулируемый режим.
Этот режим характе
ризуется максимальной
подач
ей на
сосов и максимальной скоростью перемещения штоков
гидроцилиндров
рабочего оборудо
вания и обычно используется при подъеме или опускании
стрелы. При включении золотников распределителя 3 весь поток жидкости от
насосов поступает в штоковы
е или пор
шневые
полости гидроц
илиндров стрелы,
минуя дроссель
но
-
клапанный блок 11,
который регулирует давление ре
гулятора
мощности нас
осов. При подаче жидкости в штоковые
полости происходит
опускание стрелы и требуется максимальная подача
насосов (при так называемой

по
пут
ной нагрузке), чтобы исключить режим кавитации. В гидролинии поршневых
полостей установлены дроссели с обратными клапанами, ограничивающие
скорость опускания
стрелы и исключающими кавитацио
нный режим в
гидроцилиндрах.
Регулируемый режим.
Этот режим отличае
тся от нерегу
лируемого тем, что
скорость перемещения поршней гидроцилиндров и угловую
скорость вращения
вала гидромо
торов можно изменять.
Это достигается с помощью дрос
сельно
-
клаланного блока 11, золотники которог
о устанав
ливаются в промежуточные
положения
, обеспечивающие
различные выходные давления.
Выходное давление,
пройдя через блок 11, установит качающие узлы насосов в положения,
обес
печивающие понижение подачи жид
кости и, как следствие, снижение
скорости г
идродвигате
лей. Причем при встре
чной нагрузке
скорость регулиру
ется
насосами, а пр
и попутной регулирующим гидроап
паратом 11.
На рис. 10 представ
лена принципиальная гидравличес
кая схема экскаватора
шестой размерной группы. Гидро
система включает в себя гидробак 1, четыре
основных насоса, два из которых
являются регулируемыми 2 и 3 (207.32), а два
нерегулируемыми 4 и 5 (210.25), и один вспомогательный на
сос, обеспечивающий
функциониро
вание системы управления. Потоки жидкости насосов 2 и 4, а также 3
и 5 объе
динены попарно между собой и со
здают два независ
имых потока. В
гидросистемы входят три основных распредели
теля 7, 8 и 9, три
специализиро
ванных блока дистанционного управления 10, 11 и 12, автономный
золотник дистанционного управления 43, три блока золотников дискрет
ного типа
13, 14 и 15, блок кла
панов
16 с логическо
й функцией «ИЛИ», отдельные кла
паны
17, 18, 19 и 20 с
логической функцией «ИЛИ», гидропневмоаккумулятор 21,
гидрозамыкатели 22, перелив
ной клапан вспомогательного насоса, линейный
фильтр 24 с переливным клапа
ном, магнитный фильтр 25, тепло
обм
енник 26 с
переливным клапаном 27, гидрозатвор 28, ручной насос 29 заправки и дозаправки
с фильтром 30, обратные клапаны 31, 32,
33, 34. Кроме того, в гидросис
тему
входят два гадромотора механизма
хода 35 и 36, гид
ромотор 37 поворота
платформы, сдвоенные г
идроцилин
дры 38 стрелы, гидро
цилиндр 39 ковша,
сдвоенные гид
роцилиндры 40 рукоят
и, манометры 41, датчик темпера
туры
рабочей жид
к
ости 42.
Принцип действия г
идропривода заключается в следу
ющем. Рабочая
жидкост
ь из гидробака 1 через гидрозат
вор 28 поступает в
о всасывающие камеры
насосов 2, 3, 4, 5 и 6, от которых подается к золотникам распределителей 7, 8 и 9.
От вспомогательного насоса 6 жидкость поступает к золотникам
специализированных блоков
дистанци
онного управления 10, И, 12 и автономному
золотнику диста
нционного упра
вления. В зависимости от положе
ния рукояток,
вмонтированных в подлокотники кресла оператора, эти золотники направляют
поток жидкости из линии управления в торцевые полости золотников основ
-

ных распределителей 7, 8 и 9, которые в свою очер
едь управляют потоками
жидкости основных насосов 2, 4 и 3, 5.
При нейтральном
положении рукояток каналы в рас
пределителях 7 и 8
перекрыты и оба потока жидкости от насосов 2, 4 и 3, 5, нормально открытые
через золотники регулирующего р
аспределителя 9, посту
пают в гид
робак 1. В
сливной линии последовательно установлен фильтр 24 с переливным кла
паном и
теплообменник 26 с пере
ливным клапаном 27,
который в случае повышенного
со
противления в тепло
обменнике часть жидкости перепу
кает и гидробак 1. В
сливной линии в
спомогательного насоса 6 установлен
магнитный фильтр 25,
улавливаю
щий загрязнения на ферромагнитной основе.
При включении од
ного из золотников распределите
лей 7 или 8 через
клапаны 17 и 18 с логической функцией «ИЛИ» из линии управ
ления подается
давление в
торцо
вые полости золотников регулирующего распределителя 9,
который одновременно перекрывает прямой слив от основных насосов, и п
оток
жидкости поступает в гидро
цилиндры пли гидром
оторы. Из основных полостей
гид
роцилиндров и гидромо
торов рабочая жидкость ч
ерез ре
гулирующий
распредел
итель 9 (правая позиция золотни
ков) поступает в гидробак 1.
В напорных линиях распределителей 7 и 8 размещены предохранительный и
обратные клапаны, последние предотвращают опуск
ание рабочего оборудования
в на
чальный момент после
включения золотников, тем самым исключают
возникновение противопотока жидкости и предотвращают гидравл
ический удар.
Кроме того, обрат
ные клапаны исключают кавитационный режим
в напор
ных
полостях гидродвига
телей, при необходимости (в слу
чае опускания стрелы
и т.
д.)
соединяя их со сливной гид
ролинией.
Регулирование скор
ости гидродвигатслей осуществля
ют перемещением
зо
лотников регулирующего распреде
лителя 9 (средняя позиция золотников). В
этой позиции золотников часть потока жидкости от насосов поступает к
ги
дродвигатслям, а часть
сливается в гидробак. В зависи
мости от положения

золотника в этой позиции соотно
шения частей потоков жидкости могут быть
различны, что и лежит в основе регулирования скорости.
Распределитель 7 подает пот
ок жидкости от насосов 2, 4 к
ги
дромотору 35
привода левой гусеницы, а от насосов
3, 5 к гидромотору 36
привода правой
гусеницы и гидро
мотору 37 механизма
поворота платформы. Распредели
тель 8
объединяет потоки жидкости от насосов 2, 4 и 3, 5 и направляет их к
гидроцилиндрам 38 подъема
-
опускания стрелы, гидроцилиндру 39 ковша или
гидроцилиндрам 40 рукояти. Возможно
включение указанных гидроцилиндров и от
одного потока. В э
том случае один из золотников распределителя 9 сливает
другой поток в гидробак.
Гидрозамыкатели
22 с пружинным возвра
том предна
значены для включен
ия
тормозов механизма передвиже
ния экскаватора при
копании грунта. Включение
тормо
зов осуществляется блоком клапанов 16 при подаче
потока
распределителем 8 в гидроци
линдры 38, 39 и 40.
В гидроприводе экскаватора предусмотрена с
истема автоматической
блоки
ровки, которая при включении зо
лотника распределите
ля 8 на копание
рукоятью (гидро
цилиндры 40) блокирует гидроцилиндры ковша 39 и
стре
лы 38,
при включении з
олотника на копание ковшом (гидроцилиндр 39) блокирует
гидроцилиндры стре
лы и рукоя
ти, а при подъеме стрелы (гидроцилиндр 38)
блокируются гидроцилиндры рукоят
и и ковша. Это обеспечивает жес
ткость
рабочего оборудования при выпо
лнении техноло
гических операций.
Система
блокировки выполнена та
ким образом, что при п
овороте платформы
движение
стре
лы не блокируется, то
есть возможно совмещение движе
ний.
Гидропневмоаккуму
лятор 21 предназначен для вырав
нивания давления в
линии управления. Гидрозатвор 28 перекрывает всасыва
ющую линию при ремонте
или заме
не насосов и препятствуе
т утечке жи
дкости (гидробак рас
положен выше
всасывающей
камеры насосов). Маномет
ры 41 и датчик темпе
ратуры 42
предназначены для кон
троля за состоянием гидр
опривода в процессе
эксплуата
ции.
2.6. Одноковшовые неполноповоротные экскаваторы
Гидросистема навес
ных экскава
торов значительно от
личается от
гидроси
стемы полноповоротных одноковшо
вых экскаваторов. Для навесных
экскаваторов обычно применяют более прост
ые двух поточные схемы с
нерегу
лируемыми насосами.
Принципиальная ги
дравлическая схема навесного эк
скаватора ЭО
-
26
21А
(рис. 11) включает гидробак 1, нере
-

Рис. 11. Принципиальная гидравлическая схема неполноповоротного
экскаватора ЭО
-
2621А
гулируемые насосы 2 и 3, секционные распределители 4 и 5, моноблочный
распределитель 6, гидроцилиндр 7 подъема и опускания ст
р
елы, гидроцилиндр 8
ковша, гид
роцилиндр 9 рукояти
, гидроцилиндр 10 поворотной ко
лонки,
гидроцилиндры
11 и 12 выносных опор, гидроци
линдр 13 подъема и опускания
бульдозерного отвала. Кроме того, в гидросистему входят контро
льно
-
регулирующие аг
регаты: коробк
а 14 предохранительных (вторичных) и
подпиточных клапанов, вентиль 15, обратный клапан 16, гидрозамки 17, дроссе
ль
с обратным клапаном 18, мано
метры 19, датчик темп
ературы 20. На сливной
линии ус
тановлен фильтр 21 с переливным золотником.
От насоса 2 рабоч
ая
жидкость поступает к распредели
телю 4, который
управляет гидроцилиндрами рабочего оборудования экскават
ора. В напорной
секции распреде
лителей вмонтированы предохранительные (первичные) и
обратные клапаны. Предохран
ительные клапаны слу
жат для предотвраще
ния
перегруз
ок в напорных линиях, обратные
-
для исклю
чения противотока жидкости
от гид
роцнлиндров к насосу в период включения золотника. В поршневой и
штоковой линиях гидроцилиндра стрелы 7 установлена коробка
предох
ранительных и подпиточ
ных клапанов во и
збежание ди
намических,
перегрузок и кавитацио
нного режима работы главного гидроцилиндра.
С целью сокращени
я длительности цикла в гидросис
теме предусмотрено
объединение потоков жидкости при подаче ее в гидроцилиндр стрелы 7.
Объединение потока осуществляетс
я одновременным включением золотников А и
Г распределителей
4 и 5. В штоковой линии гидроци
линдра подъема и опус
кания
отвала 13 установлен дрос
сель с обратным клапаном 18, который предназначен
для уменьшения скорости
опускания отвала и избежания па
дения ег
о при
разрушении трубопровода. Гидрозамки 17 исключают утечку жид
кости из
поршневых полостей гид
роцилиндров выносных опор 11 и 12, чем обеспечивают

сохранение устойчивого положения экскаватора в период копания.
Последовате
льно с распределителем 5 и напор
но
й линией насоса 3 п
рисоединен
распределитель 6, ко
торый управляет вспом
огательными гидроцилиндрами
при
вода выносных опор и
отвала бульдозера. Эти гидроци
линдры могут быть
соединены с напорной линией насоса 3 только в том случае, к
огда золотники Г и Д
распр
едели
теля 5 находятся в нейтральном положении.
В поршневых полостях гидроцилиндров 10 предусмотрены демпферные
устро
йства, которые обеспечивают тор
можение в конце хода при повороте
колонки с рабочим оборудованием. Для исключения динамических нагрузок в
нач
але поворота и при торможении колонки в линии золотника Д распред
елителя
5 вмонтированы перепуск
ные каналы. Согласованность движения гидроцилиндров
10 достигается за сч
ет периодической подпитки штоко
вых полостей при
включении гидроцилиндров поворота рукоят
и через вентиль 15 и обратный
клапан 16
.
Для контроля за ре
жимом работы гидропривода экска
ватора в напорных
лин
иях насосов и объединенной слив
ной линии уста
новлены манометры 19, а в
баке
-
датчик дистанционного термометра 20.
Кроме указанной выше схемы шир
око используются гидравлические схемы
неполноповоротных экскаваторов ЭО
-
2621В
-
2 и ЭО
-
262
1В
-
3, которые между собой
сущес
твенно не различаются
. На рис. 12 приведена схема эк
скаватора ЭО
-
2621В
-
3, которая включает в себя гидробак 1, шестеренные насосы 2 и 3 (Н
Щ
-
100
-
3),
моноблочные распределители 4, 5 и 6
. Исполнительная часть гидропри
вода
содержит 9 гидроцилиндров: гидроцилиндр 7 ковша, спаренные гидроцилиндры 8
рукояти, гидроцилиндр 9 стрелы, гидроцилинд
ры 10 поворота колонки,
гидроци
линдры 11 и 12 привода вын
осных опор, гидроцилиндр 13 подъема
-
опускания отвала.
В поршневых гидрол
иниях гидроцилиндров 7 и 9 уста
новлены вторичные
п
редохранительные клапаны 14, ог
раничивающие реактивное давление жидкости
в запертых полостях этих гидроци
линдров при копании грунта ру
ко
ятью. На
гидролиниях гидроцилиндров 11 и 12 выносных опор размещены гидрозамки 15,
которые стабилизируют положение экскаватора в период копания, исключая са
-
мопроизвольное опускание опорных башмаков.
Для ограничения с
корости опускания стрелы при по
путной
нагрузке, в
штоковой полости гидроцилиндра 9 размещен дроссель с о
братным клапаном 16.
Для обеспе
чения плавного движен
ия поворотной колонки между
гид
роцилиндрами 10 установлен перепускной клапан 17, а для исключения
перегр
узок в этих гидролиниях при тормо
жении
-
предохранительные клапаны 18.
Гидроцилиндры 10 поворота колонки подключены к распределителю 5 и
с
оединены между собой таким обра
зом, что при подаче жидкости в штоковую
полость одного из них одновременно жидкость подается в поршневую

полость дру
гого и наоборот. Это обеспечивает плавный поворот колонки с
меньшим давлением, чем при других способах подключения.
Как и в предыдуще
й схеме, для сокращения длитель
ности цикла и
повышения
производительности экскава
тора в гидросистеме предусмотрено
объединение
потоков жидкости при подаче ее
в гидроцилиндр 9 стрелы. Это
достигается одновременным включением соответствующих золотников
-
распределителей 4 и 5.
В напорных гидролин
иях насосов 2 и 3 и в объединен
ной сливной л
инии
ус
тановлены манометры 19, а в гидробаке
-
термодатчи
к 20. В сливной
гидролинии нахо
дится фильтр 21 с переливным клапаном.
2.7. Цепные траншейные экскаваторы
Цепные траншейные экскаваторы выпускаются на пневмоколесном и
гусеничном ходу. Они предназнач
ены для рытья траншей под кабели,
трубопроводы и т. д. в минеральных грунтах п
ервой и второй категорий без
ка
менистых включений.
Гидравлический п
ривод цепных траншейных экскава
торов используется для
подъема и опускания рабочего органа и бульдозерного отва
л
а, а также привода
механиз
ма передвижения и выполняется, как правило, на базе тракторной
гидросистемы.
Принципиальная ги
дравлическая схема цепного тран
шейного экскаватора
(рис. 13) состоит из гидробака 1, нерегулируемого насоса 2, моноблочного
распределите
ля
3, гидроцилиндра подъема и опускания рабочего органа
4,
гидроцилиндра подъе
ма и опускания бульдозерного от
вала 5, дросселя с
обратным клапаном 6, гидромотора 7 привода передвижения экскаватора,
дросселя с регулятором 8, фильтра с переливным клапаном 9,
манометров 10 и
датчика температуры 11.

Насос 2 подает рабоч
ую жидкость из бака 1 к четырех
позиционному
распреде
лителю 3. При нейтральном и пла
вающем положениях золотников
распределителя жидкость сливается обратно в бак. Гидроцилиндры 4 и 5 служат
для подъ
ема и опускания рабочего органа и отвала бульдозера. Требуемое
стабильное положение рабочего органа достигается установкой со
ответствующего
золотника распре
делителя в плавающее положение. Дроссели с обратным
клапаном 6 предназначены для ограничения скорост
и
Рис. 13.
Принципиальная гидравлическая схема цепного транш
ейного
экскаватора
опускания рабочих органов под действием собственного веса.
Только при нейтральном или плавающем положении первых двух
золотников может быть включен механизм передвижения экс
каватора, который
приводится в дейст
ви
е от гидромотора 7.
Установленный параллельно с
гид
ромотором 7 дроссель с регулятором 8 служит для регу
лирования скорости
перемещения
машины вперед.
На напорной линии
насоса и перед фильтром установ
лены манометры 10, а
в баке датчик температуры 11.
2.8. Роторные траншейные экскаваторы

Гидравлический п
ривод роторных траншейных экска
ваторов
эксплуатируется при более тяжелых режимах, чем у цепных экскаваторов,
поэтому
в гидросистеме дроссель
ное регулирование с
корости пере
мещения машины
заме
нено объемным регулированием.
Принципиальная гидр
авлическая схема роторного тран
шейного экскаватора
(рис. 14) состоит из двух систем:
-
привода установ
очных движений рабочего оборудо
вания;
-
привода рабочего передвиж
ения экскаватора.
Пер
вая гидросистема в
ключает в себя бак 1, насос пос
тоянной подачи 2,
сек
ционный распределитель 3, гидро
цилиндры подъема и опускания передней 4 и
задней 5 частей рамы рабочего оборудования. Для ограничения скорости
опускания ротора в шт
оковых линиях гидроци
ли
ндров применены дроссели с
обратными клапанами 6. В напорной и сливной линиях установлены манометры 7,
а в баке датчик температуры 8. Очистка рабочей жидкости осуществляется
фильтром 9 с переливным клапаном.
Вторая гидросистема пред
назначена для привода ме
ха
низма передвижения
э
кскаватора и выполнена по закры
той схеме циркуляции
рабочей жидкости. В
систему вхо
дит нерегулируемый н
асос подпитки 10, фильтр с пере
ливным
клапаном 11, охладитель жидкости 13, клапанная коробка 12, регулируемый насос
14, гидромотор
16. Насос 10 используется для во
сполнения утечек рабочей
жидкос
ти в закрытой системе,
а клапанная коробка 13 для огра
ничения давления
в линии подпитки и основной линии.
2.9. Экскаваторы
-
планировщики
Экскаваторы
-
планировщики имеют гидравлический привод раб
очего
обо
рудования и механизма хода. При
нципиальная гидравличе
ская схема
экскаватора
-
планиров
щика ЭО
-
2131 (рис. 15)
включает гидробак 1, три
нерегу
лируемых насоса 2, 3
и 4, которые подают рабочую жид
кость в три
секционных распределителя 5, 6 и 7. Рабочие

секции распределителей 5 и 6 имеют клапанные коробки 8 с двумя
предохранительными (вторичными) и двумя подпиточными клапанами.
Для поворота стрелы прим
еняется гидроцилиндр 9, ковша
-
цилинд
р 10, а
платформы экскаватора
-
ци
линдр 11. Все эти гидродвиг
атели питаются от насоса
2. Спаренные гидроцилинд
ры 12 служат для подъема и опус
кания стрелы. В
штоковых линиях этих гидроцилиндров вмонтирован дроссель с обратным

клапаном 13, который ограничивает скорость опускания стрелы,
обратный кла
пан
позволяет избеж
ать сопротивления на дросселе при подъеме стрелы.
Гидромоторы 14 и 15
предназначены для привода гусе
ничного хода,
гидроц
илиндры 16 одностороннего дейст
вия
-
для включения стопоров гусениц.
Отличительной особенностью гидроси
стемы является наличие в распре
де
лителе 6
дополнитель
ных золотниковых блоков 17, свя
занных механически
с основными
золотниками распре
делителя. При включении гидромоторов гусеничного хода
жидкость одновременно поступает к гидроцилиндрам 16, которые включают
стопоры гусениц.
Для изменения в
ылета стрелы применен гидроцилиндр (тандем) 18,
питающийся от отдельного насоса. Жидкость очищается двумя уст
ановленными
параллельно фильтра
ми 19 с переливными
клапанами. Как известно,
гидро
система экскаватора весьма теплонапряженная, поэтому в сливной лин
ии
предусмотрен охладитель жидкости 20, который включается золотником 21. В
напорной линии насосов установлен манометр 22, позволяющий измерять
давление поочередно в каждой линии. На сливной линии также предусмотрен
манометр 23, по показанию которого опред
еляют уровень загрязнения
фильтроэлементов. В баке расположен датчик 24 дистанционного термометра.
Второй отличительн
ой особенностью данной гидросис
темы является
объединение потоков жидкости от насосов 2 и 3 для подачи ее в гидромоторы 14
и 15 гусеничного
хода. Это достигается з
а счет подсоединения сливной ли
нии
насоса 2 к специ
альной секции промежуточного пи
тания распределительного
блока 6. Такое объединение гидролиний обеспечива
ет увеличение скорости
перемеще
ния экскаватора.
Рассмотрим другую принципиалън
у схему экскаватора
-
планировщика (рис
16). В нее входят
гидробак 1, три нерегулируемые насоса
2, 3 и 4. Наличие

трех независимых потоков жидкости позволяет совмещать движения
рабочего оборудования. От насоса 2 жидкость подается к секционному
трехзоло
тн
иковому распределителю 5, а от насосов 3 и 4
-
к двухзолотниковым
распре
делителям б и 7. Распре
делитель 5 управляет гидроцилин
дром 8 поворота
стрелы относительно продольной оси, гидроцилиндром 9 поворота ковша и
гидромотором 10 поворота платформы. Рас
преде
литель 6 управляет пото
ком
жидкости к гидромотору 11 привода левой гусеницы и спаренным гидроцилиндром
12 подъема и опускания стрелы экскаватора. Р
аспределитель 7 осуществляет
уп
равление гидроцилин
дром 13 выдвижения телескопичес
кой стрелы и
гидромотором 14
привода правой гусеницы.
В рабочих секциях всех распределителен, управляющих гидромоторами,
вмонтированы блоки предохранительных (вторичных) клапанов
15, которые
служат для ограниче
ния давления в начале и в конце движения, а также при
буксировании экс
кава
тора. Для устранения кавита
ции в линиях гидромот
оров
предусмотрены обратные кла
паны 16.
В штоковых и поршневых линиях гидроцилиндров 8, 9 и 12 установлены
ко
робки предохранительных и обрат
ных клапанов 17, обе
спечивающие движение
штоков гид
роцилиндров при п
ов
ышенных нагрузках на одних рабо
чих органах при
движен
ии других органов. В линиях гид
роцилиндра 9 и в поршневой ли
нии
гидроцилиндров 12 применены
дроссели с обратным клапаном 18,
ограничивающие скорость поворота ковша и опускания стрелы.
В
объединенной сл
ивной гидроли
н
и
и установлены фильтр 19 с переливным
клапаном, охладитель
20 рабочей жидкости, а в баке
-
датчик 21 дистанционного
измере
ния температуры. Конт
роль давления в напорной и слив
ной линиях насосов
осуществляется манометрами 22.
2.10. Экскаваторы
-
дреноукладчики
На рис. 17 предст
авлена принципиальная двухпоточ
ная гидравлическая
схема экскаватора
-
дреноукладчика. В данном экскаваторе г
идравлический привод
осуществля
ет подъем, опускание
и поворот трубоукладчика и рабо
чего органа,
вращение барабана
тяг
овой лебедки. Гидро
система включает сле
дующие
основные элементы: гидро
бак 1, насосы 2 и 3, распределители 4 и
5,
гидромотор 6
привода тяговой лебедки, гидроцилиндры 7 подъема

и опускания рамы трубоукладчика, гидроцилиндры 8 подъема и опускания
рабочего
органа, гидроцилиндры 9 поворота трубоукладчика, гидроцилиндр 10
подъема и опускания опоры, гидроцилиндры 11 поворота рабочего органа. В
линиях гидром
отора установлен предохранитель
ный клапан с перелив
ным
золотником 12. В рабочих ли
ниях гидроцилиндров 7,
8 и 1.1 применены дроссели
с об
ратными клапанами 13, предназначенные для снижения скорости опускания
рабочего органа трубоукладчика, а также для предотвращен
ия падения этих
элементов в слу
чае обрыва шланга.
При работе экскаватора на прямолинейном участ
ке в
ентилем 14
блокируются гидро
цилиндры 11 поворота рабочего органа. Для с
табилизации
глубины копания пос
редством блокировки гидроц
илиндров 8 применен
анало
гичный вентиль 15. Это о
беспечивает укладку труб в тран
шею на
одинаковую глубину независимо от продольн
ых уклонов поверхности.
В поршневых линиях ги
дроцилиндров 9 установлен золотник 16 с
механическим кинематически замкнутым кулачковым переключ
ением. Золотник
обеспечивает ав
томатический поворот
трубоукладчика при повороте ба
зовой
машины.
В напорных гидролин
иях насосов и объединенной слив
ной линии
уста
новлены манометры 17, а в баке
-
датчик температуры 18. Поток жидкости
фильтруется линейным фильтром 19 с переливным клапаном.
2.11. Экскаваторы
-
каналокопатели
Принципиальная гидравлическая схема экскаватора
-
ка
налокопателя (рис.
18
) состоит из пяти отдельных при
водов;
а)
установочных движений рабочего оборудования;
б)
автоматического
удержания заданного уровня и ук
лона дна канала;
в)
рабочего передвижения машины;

г)
правого рабочего органа (фрезы);
д)
левого раб
очего органа (фрезы).
Гидропривод устан
овочных движений рабочего обору
дования состоит из
нас
оса 1, секционного распределите
ля 2, гидроцилиндров 3 подъема и опускания
рабочего органа, гидроцилиндров 4 установки рабочего органа в рабочее
транспортное положен
ие, гидроцилиндра 5 пово
-
рота рабочего органа в
горизонтальной плоскости. В пор
шневых линиях
гидроц
илиндров 3 и 4 применены дроссе
ли 6 с обратными клапа
нами, которые
служат для ограни
чения скорости опускания рабочего органа. Сливные
ли
нии
гидропривода
ус
тановленных движений и гидропри
вода автоматического
п
оддержания заданного уровня объ
единены. На этой лини
и расположен фильтр 7
с перелив
ным клапаном.
Для автоматического поддержания заданного уровня и уклона для канала
применены насос 8 постоянной подач
и, электрогидра
влический трехпозиционный
золот
ник 9, гидроцилиндр 10 подъема и опускания опорной лыжи. В напорной
линии насоса устано
влен предохрани
тельный клапан 11
, а
в штоковой линии
гидроцилиндра
-
дроссель 12 с обратным клапаном.
Гидропривод рабоч
его
передвижения экскаватора вы
полнен по закрытой
схеме циркуляции рабочей жидкос
ти. Привод включает ре
гулируемый насос 13,
распредели
тельный блок 14 с ру
чным и гидравлическим управлени
ем.
Распределительный блок 14 предназначен для
давле
ния в напорных лини
ях
системы и обеспечения подпит
ки. Гидропривод передвижения имеет также
гидромотор 15 привода механизма
хода, систему подпитки, состоя
щую из
нерегулируемого
насоса 16, фильтра 17 с перелив
ным золотником, охладителя
жидкости 18.

Гидропривод вращения левой и пр
авой фрез выполнен также по закрытой
с
хеме циркуляции. Насосы постоян
ной подачи 19 и 20 направляют жидкость к
секционным распределителям 21 и 22, рабочие секции которых имеют блоки
предохранительных клапанов. Фрезы вращаются гидромот
орами 23 и 24.
Подпитка
систем
-
от насоса 25, который подает жидкос
ть через фильтры 26,
теплообмен
ник 27 во всасывающие линии насосов 19 и 20. Когда необходимость в
подпитк
е отпадает, насос 25 перекачива
ет жидкость через переливной золотник
28 и обратно в бак. Для измерения дав
ления напорные и сливные линии
гидросистемы снабжен
ы манометрами 29, а в объединен
ном баке 30 имеется
дистанционный термометр 31.
2.12. Бульдозеры, рыхлители, корчеватели и кусторезы
Гидравлические схемы современных бульдозеров предусматривают
агрегат
иров
ание на гусеничном или пнев
моколесном тягаче различного навесного
оборудовани
я
(рыхлительного, корчеват
ельного и кусторезного). Гидроп
ривод
бульдозеров дол
жен обеспечивать подъем, опуска
ние, изменение углов наклона и
перекоса отвала, и также позволять уста
новку блока автоматического управления
бульдозерным оборудованием.
Типовая гидравлическая схема бульдозера, рыхлителя, корчевателя и
кустореза (рис. 19) включает следующие элементы: бак 1, насос постоянной
подачи 2, секционный распределитель 3, гидроцилинд
ры 4 подъема и опускания
отвала бульдозера (или ра
бочего органа корчевателя), гид
роцилиндры 5 и 6
нак
лона и перекоса отвала, гидроци
линдры 7 блокировки п
одвески ходового
механизма гусе
ничного движителя, гидроцилинд
ры 8 подъема и опуска
ния
корчевателя или р
а
мы рыхлителя. Кроме того, в гид
росистему входят:
гидрозамок
9, разъемные соедине
ния 10, дроссель с обр
атным клапаном 11, трехпозицион
ный
золотник 12 с электрогидравлическим управлением, двухпозищюнный золотник
13, гидроцилиндр 14 однос
тороннего действия
с
пружинным возвратом,
дополни
тельный предохранител
ьный клапан 15, дроссель с регу
лятором 16,
манометры 1
7, термометр 18, фильтр 19 с пе
реливным клапаном. Спаренные
гидроцилиндры 20, 21 и 22 предназначены соответственно для создания перекоса
универсальной р
амы бу
льдозера, поворота отвала в пла
не, поворота рамы
кор
чевателя и присоединяются к рас
пределителю вместо гидроцилиндров 5, 7 и 8.
Из бака 1 рабочая ж
идкость подается насосом 2 в на
порную секцию
распре
делителя 3. Четырехпозицио
нный золотник А направляет
поток жидкости в
гидроцилиндры 4 подъема и опускания
отвала бульдозера. Трехпозицион
ные
золотники Б и В управляют гидроцилиндрами 5 и 6, изменяющими углы на
клона и
перекоса отвала. При од
новременном выдви
жении или втягивании штоков
гид
роцилиндров 5 и 6 изм
еняется угол наклона отвала, а при подаче жидкости в
п
ротивоположные полости этих гид
роцилиндров регулируется перекос отвала.
Трехпозиционные зо
лотники Г и Д управляют соответ
ственно
гидроцилиндрами
7 и 8 блокировки подвески хо
довой части трактора и подъем
а
-
опускания корчевателя или рамы рыхлителя.
В штоковой линии
гидроцилиндров подъема и опуска
ния отвала бульдозера
установлен дроссель 11 с обратным клапаном, который обеспечивает сплошность
потока
жид
кости и замедление скорости опускания отвала. Присо
-

единение гидроцилин
дров к распределителю и соедине
ние некоторых
други
х гидролиний осуществляется с по
мощью быстроразъем
ных муфт 10 с
обратными клапана
ми. Применение этих муфт уменьшает потери жидкости при
выполнении мон
тажных работ и исключает попада
ние в
гидросистему вне
шних
загрязнений и влаги. Гидро
замок 9 предназначен для стабилизации положения
рамы рыхлителя или корчевателя.
В гидравлической схеме предусмотрена возможность автоматического
упр
авления отвалом бульдозера с по
мощью трехпозиционно
го
электр
огидравлического золот
ника 12, который в зави
симости от электрического
сигна
ла специальных датчи
ков соединяет поршневые или што
ковые полости
гидр
ощшиндров с напорной линией насо
са. Автоматическое упр
авление дает
возможность поддер
живать постоянную г
лубину
резания грунта или выпол
нять
планировочные работы.
Для автоматического регулирования рассоединяется муфта 23. Поток
жидкос
ти от распределителя 3 в бак на
правляется через предохранитель
ный
клапан 15 с пере
ливным золотником. Этот клапан дистанционно управляе
тся от
электрогидравл
ического золотника 12. При вклю
чении золотника 12 кл
апан 15
закрывается, и поток жид
кости поступает от насоса в напорную линию золотника
12, который направляет
этот поток в штоковую или пор
шневую полости
гидроцилиндров 4. Для регулиров
ания скорости перемещения
штоков
гидроцилиндров 4 при ав
томатическом управлении отвалом применен дроссель с
регулятором 16.
Температура рабоч
ей жидкости измеряется дистанци
онным термометром
18, а давлен
ие в сливной и напорной линиях
-
манометрами 17. Очища
ется
рабочая жидкость от механических примесей фильтром 19 с переливным
клапаном.

С целью фиксации
стойки рыхлителя в требуемом по
ложении применен
гидроцилиндр 14 одностороннего
дей
ствия с пружинным воз
вратом, который
включается авто
номным двухпозици
онным
золотником 13 с ручным уп
равлением.
2.13. Одноковшовые фронтальные и полуповоротные погрузчики
В последнее время
широкое распространение в строи
тельстве получили
одноковшовые фронтальные погрузчики на гусеничных и пневмоколесных
тракторах, а также на сп
ециальных шасси. Гид
равлический привод рабочего
обо
рудования осуществляет все технологические операции: подъем и опускание
стрелы, поворот ковша, перемеще
ние заслонки двухчелюстного ковша, зажим и
поворот м
онтажно
-
поворотного устройства а
также подъем
и оп
ус
кание отвала
бульдозе
ра (если погрузчик оснащен буль
дозерным оборудованием).
Принципиальная г
идравлическая схема одноковшово
го фронтального
погру
зчика (рис. 20) включает следую
щие элементы: гидробак 1,
нерегулируемый
насос 2, сек
ционный распред
елитель 3,
гидроцилиндры 4 поворота ковша,
гидроцили
ндры 5 подъема и опускания стрелы, гидроцилиндры 6 перемещения
заслонки двухч
елюстно
го ковша, сменные гидроцилиндры 7 зажима
монтажно
-
поворотного устройства
,
гидроцилиндры 8 подъема и опус
кания рабочего органа
рыхл
ителя, сменный гидроцилиндр 9 поворота монтажно
-
поворотного устройства,
гидроци
линдры 10 подъема и о
пускания отвала бульдозера. Кро
ме того, в
гидросистему
погрузчика входят: гидравличес
кие выключатели 11, об
ратные
клапаны 12, разъемные со
единения 13, дросс
ели с обратным клапаном 14,
гид
равлический амортизатор 15, гидрозамки 16, манометры 17, термодатчик 18,
фильтр с переливным клапаном 19.
Принцип действия
гидравлического привода заключа
ется в следующем.
Нерегулируемый насос 2 подаст рабочую жидкость из бак
а 1 к секционному
распредел
ителю 3. Золотник А управляет гидроцилиндрами 4 поворота ков
ша. На
штоке одного из гидроцилиндров установлены упоры, которые в пол
ожениях
копания и полного запро
кидывания ковша расфиксируют золотник и
автоматически возвращают его
в нейтральное положение.
Золотник Б, управляющий гидроцилиндром 5 подъема и опускания стрелы,
т
акже имеет гидравлический выклю
чатель 11, расфиксирующий золотник в двух
положениях стрелы: транспортном (внизу) и выгрузки (вверху).
Расфиксированный золотник
возвращается в исходное (нейтральное) положение
под действием пружины.
Промежуточная се
кция между золотниками А и Б обе
с
-

печивае
т поочередное движение ковша и стрелы. При одновременном
включении золотников Аи Б с ли
нией насоса, соединяется только золот
ник А.
Включение золотника Б возмож
но при нейтральном положении зо
лотника А.
Гидравлические выключатели 11 золотников А и Б и промежуточная секция
между этими золотниками дают возможность автомати
зировать управление
рабочими ор
ганами погрузчика. П
осле набо
ра грунта ковш запроки
дывается,
золотник А автоматически устанавливается в нейтральное положение
, при
котором обе полости гидро
цилиндров 4 заперты, т.
е. ковш находится в
фиксирован
ном состоянии. Оператор включает золотником Б подъем стрелы и
направляет ма
шину к месту выгрузки. Подъем стрелы до крайнего верхнего
положения и ее фиксация переводом золотника
Б в нейтральное положение
проис
ходят без участия оператора.
Золотник В управ
ляет гидроцилиндрами 6 перемеще
ния заслонки
двухче
люстного ковша или сменными
гид
роцилиндрами 7 заж
има монтажно
-
поворотного устрой
ства. Золотник Г управляет гидроцилиндрами 8 подъема
-
опускания рабочего
органа, или сменным гидроцилинд
ром 9 поворота монтажно
-
поворотного устройства, или гидроцилиндрами 10
подъема
-
опускания отвала
бульд
о
зера. Если погрузчик
не оборудован двухчелюстным ков
шом и
дополнительн
ым рабочим оборудованием, то зо
лотники В и Г заглушены.
Следует отметить, что
золотники Б и Г имеют четырехп
озиционное
исполнение. Четвертое (плаваю
щее) положе
ние золотника используе
тся
в период
набора грунта пере
мещением погрузчика (з
олотник Б) или при навеске
буль
дозерного оборудования (золотник Г).
В поршневых полос
тях гидроцилиндров 5 и 15 приме
нены дроссели с
обратными клапанами, необходимые для ограничения скорости
опускания стрелы
и гашения коле
баний в линии амортизатора.
При разработке пр
инципиальной гидравлической схе
мы полуповоротного
погрузчика за основу может быть принята схема фронтального погрузчика (см.

рис.
20).
Управление моментальным
гидроцилиндром или двумя гидроци
линдр
ами
по
ворота платформы возможно от зо
лотника В.
2.14. Челюстные лесопогрузчики
Челюстные лесопогр
узчики изготавливаются, как пра
вило, на
базе
гусеничных и реже на базе п
невмоколесных тракторов. Гидравлич
еский привод
рабочего оборудова
ния обеспечивает подъ
ем и опускание стрелы, зажим
че
люстного захвата. Лесопог
рузчики на базе гусеничных трак
торов имеют
перекидн
ое исполнение, на базе пневмоколесных
-
фронтальное. В связи с этим
наблюдается и некоторое различие в
конструктивном исполнении рабо
чего
оборудовани
я и принципиальной гидравлической схеме.
Схема лесопогрузчик
а перекидного типа (рис. 21) со
держит следующие
элементы: гидробак 1 с регулятором (подогревателем и охладителем)
температуры, насос 2, распределитель 3 с д
вумя рабочими секциями,
гидроци
линдры за
хватного устройства, гидроцилиндры 5 стрелы, гидроцилиндры
б коромысел, дроссели 7 с обратными клапанами, блок перепускных и обратных
клапанов 8, фильтр 9 с переливны
м клапаном, манометры 10, термо
датчики 11.
Нерегулируемый насос 2 подает рабочую жидкость
из бака 1 в напорную
секцию распредел
ителя 3. Золотник А управляет гид
роцилинд
рами захватного
устройства. Пос
ле набора и зажима пачк
и леса золотник А устанавливает
ся в
нейтральное положение, затем включается золотник Б, который направляет поток
рабочей жид
кости в полос
ти гидроцил
и
ндров стрелы 5 и коромысел 6.
Кинематика погрузочного оборудования выполнена таким образом, что в
начале перемещаются штоки гидроцилиндров стрелы, а затем
-
гидроцилиндров
коромы
сел. Поочередное срабатывание гидроци
линдров обеспе
чи
вает перенос
пачки лес
а «через себя». Скорость опуска
ния стрелы с грузом о
граничивается
дросселями 7 и об
ратными клапанами, установленными на гидроцилиндрах 6
ко
ромыслами, а при холостом ходе
-
дросселями, рас
положенными в штоковых
поло
стях гидроцилиндров
стре
лы 5. Блок перепускн
ых и обратных клапанов 8
предна
значен для ограничения давления в запертых полостях гидроцилиндров 5 и
6 (при нейтральном положении зо
лотника Б и поднятом грузе). Кроме того, через
обратные клапаны блока подпитываются
гидроцилиндры
5
и 6 при опускании
груза или стрелы (холостой ход).

Отличительная особенность рассма
триваемой схемы лесопогрузчика
-
наличие в баке устройства подогрева и охлаждения рабочей жи
дкости, которое
включается в ра
боту механически. Расс
мотрим принципиальную г
идрав
лическую
схему колесного фронтального погрузчика (рис. 22): гидробак 1, нерегул
ируемый
насос 2, секционный рас
пределитель 3, гидроци
линдры 4 поворота верхней
челюс
ти, гидроцилиндры 5 пово
рота захватного устройства, гид
роцилиндры 6
подъема
и опускания
стрелы, гидроцилин
дры 7 подъема и опуска
ния рукояти,
дроссели 8 с обрат
ными клапанами, фильтр 9 с переливным клапаном 10,
манометры 11 и 12 в напорной и сливной линиях, датчик температуры 13.
Принцип действия гидропривода колес
ного лесопог
рузчика аналогиче
н
принципу гидропривода гусеничного лесопогрузчика. Отлич
ие заключается в том,
что в рас
пределителе между с
екциями Б и В установлена проме
жуточная секция,
кот
орая предотвращает включение зо
лотников В и Г при работе золотник
ов Аи Б.
Таким обра
зом, только пр
и нейтральном положении золотников А и Б, т.е. после
набора пачк
и леса, стрела и рукоять включа
ются на подъем.

2.15. Стреловые монтажные краны
Стреловые монтаж
ные краны с гидроприводом выпус
каются в нашей стране
грузоподъемностью от 4 до 40 т и монтируютс
я на шасси
автомобилей.
Гидравлический при
вод имеют механизмы
подъема
-
опускания груза, измене
ния
длины и вылета
стрелы, поворота платформы, вы
носных опор и блокировки
рессор.
Принципиальная гидравлическая схема унифици
рован
ного ряда
автомобильны
х кранов (р
ис. 23) включает сле
дующие элементы: гидробак 1,
нерегулируемые насосы 2 и 3, ручной насос 4, с
екционный распределитель 5,
гид
р
оцилиндры 6 блокировки рессор, ги
дроцилиндры 7, 8, 9 и 10 выносных опор,
вентили 11 и 12, гидроцилиндры 13 и 14 тормозов, секцион
ные распределители 15
и 16, гид
роклапаны 17, 18 и 19 с электромагнитным управлением,
предохранительные клапа
ны 20 и 21, дроссель с регулято
ром давления,
гидро
цилиндр 23 изменения длины стре
лы, тормозные гидроклапаны 24, 25 и 26,
гидроцилиндр 27 изменения в
ылета стрелы, гидромотор 28 поворота плат
-

формы, гидромотор 29 грузовой лебедки, фильтр 30 с переливным
клапаном, манометр 31, датчик температуры 32.
От насоса 2 рабочая
жидкость поступает к секционно
му распределителю 5,
который управляет гидроцилин
дра
ми 6 блокировки рессор и гидроцилиндрами 7,
8, 9 и 10 подъема
-
опускания вын
осных опор. Для исключения опус
кания
указанных гидроцилиндров в период работы крана в поршневых магистралях
применены гидрозамки. После установки крана в исходное положение поток
жидкости золотником А распределителя 5 объединяется с потоком жидкости,
поступающе
й от насоса 3. Объединение пото
ков применено с целью
увеличения
скорости гидродвига
телей привода стрелы, лебедки и платформы.
Поток жидкости от
насосов 2 и 3 поступает однов
ре
менно к
распределителя
м 15 и 16. Распределитель 15 уп
равляет гидроцилиндр
ом 27
изменения вылета (угла на
клона) стрелы и гидромотором 28 поворота платформы
крана. Распределитель 16 управляет гидромотором 29
при
вода гр
узовой лебедки и
гидроцилиндром
23 изм
енения длины телескопической
стрелы. Гидроцилиндр
имеет уве
личенный ход поршня
и вмонтирован в металлоконструк
цию стрелы.
Секция Б р
аспределителя 15 и секция А рас
пределителя 16 оснащены
дополнительно с
блокирован
ными распределителями, с помощью которых в п
ериод
включения основных
золотников происходит растормаживание
грузовой леб
едки и
платформы, а в период выключения
-
тормож
ение этих механизмов
гидроцилин
драми 13 и 14.
Автокраны оборудованы приборами безопасности, ко
торыми в аварийной
ситуации отключаютс
я электромаг
ниты гидроклапанов 17, 18 и 19. В результате
отключения электромагнитов соединяются гидролинии управления
предохранительных кла
панов 20 и 21 с дренажной гидро
линией, происходит
разгру
зка насосов и замыкание тор
мозов гидроцилиндрами
13 и 14. Для
уменьшения скорос
ти поворота платформы
использован дроссель 22 с
регу
лятором давления. Пр
и включении гидромотора 28 пово
рота платформы

оператор регулируемым дросселем 22 сбрасывает часть пот
ока жидкости,
поступающей от на
сосов 2 и 3 в сливную линию. Для и
сключения кавитации в
трубопроводах и стаб
илизации скорости опускания гру
за и стрелы, уменьшения
длины
стрелы применены тормозные гид
роклапаны 24, 25 и 26, которые
пропускают на слив поток жидкости, равный потоку жидкости, подводимой к
гидродвигателям. Опу
скание груза при выходе из строя ДВС или насоса
ос
уществляется вентилем 12. В пор
шневых полостях
гидроцилиндров
23 и 27
установлены гидрозамки, которые з
апирают поток жидкости в поршне
вой полости
и предотвращают опускание стрелы и груза под действием внешн
и
х сил. Давление
в напорных лини
ях насосов и сливной
линии контролируется манометрами 31, а
температура
-
дистанционным термометром 32. Отличительной особенностью
гидропривода автомобильных кранов является
наличие ручного насоса 4, кото
рый
используется для
перевода стрелы и выносных опор в транспортное положение в
случае отказа двигателя или насоса.
2.16. Скреперы
В скреперах гидравлический привод применяется для подъема и опускания
к
овша, заслонки, выдвижения и от
вода задней заслонки или поворота днища
ко
вша, а также для привода элеватора
у скрепера с элеваторной загруз
кой. Кроме
того, в б
ольшегрузных скреперах гидропри
вод использует
ся в рулевом
управлении и мотор
-
колесах. В зависимости от емкости ковша и способа набора
грунта можно выделить три типа пр
инц
ипиальных гидравлических
схем
скреперов:
-
с ковшом емкостью до 10 м
3
;
-
с ковшом емкостью до 10 м
3
и элеваторной загруз
кой;
-
с ковшом емкостью свыше 10 м
3
.
Принципиальная гидр
авлическая схема скрепера с ков
шом вместимостью до
10 м (рис. 24) состоит из ба
ка
1
, нерегулируемого насоса 2, секционного
распределителя 3, гидроцилиндра 4 и 5
подъема
-
опускания ковша,
гидроци
линдров 6 и 7 привода задней стенки, гидроцилиндров 8, 9 и 10 подъема
-
опу
скания передней заслонки, гидро
замков 11, перепускных клапанов 12, 13
и 14,
обратных клапанов 15 и 16, фильтра 17 с переливным клапаном, манометра 18,
термометра 19.
Поток рабочей жидкости из бака 1 насосом 2 подастся к распределителю 3.
З
олотник А управляет гидроцилинд
ром 4 или 5 подъема и опускания ковша. В
зависимости от
конструктивной схемы скрепера применяют четвертую или пятую
пару гидроцилиндров, отличие которых в том, что подъем
ковша,
происходит при
подаче жидкости в

штоковую или поршне
вую полость. С целью предохране
ния трубопроводов
от динамических
нагрузок и са
мопро
извольного опускания ковша при
транспортировке груза в гидролинии подъема ковша применены гидрозамки.
Золотник Б управля
ет гидроцилиндром 6 или 7, обес
печивающим движение
задней стенки. В зависимости от требуемой длины хода штока при разгрузке
ковша м
ожет быть применен гидр
оцилиндр обычного или телескопи
ческого
исполнения. Золотник В управляет сменными гидроцилиндрами 8, 9 или 10,
которые обеспечи
вают подъем
-
опускание передней
заслонки. Привод передней
заслонки в различных конструктивных исполнения
х ск
ре
перов возможен тремя
вариантами установки гидроцилин
дров. Поэтому в схеме (
см. рис. 17) указаны три
различ
ных способа присоединения гидроцилиндров к золотнику В. Если
гидроцилиндр
закреплен на силовой рамс скрепера, то подъем заслонки
можно
осуществить п
одачей рабочей жидкости в поршневую полость (гидроцилиндр 8)
или штоковую полость (гидроцилиндр 9). Штоковая полость гидроцилинд
ра 8
соединена с поршневой пере
пускным клапаном 14. Кроме того, поршневая
полость этого гидроцилиндра соединена со сливной линие
й через обратный
клапан 15.
Применение перепускного 14 и об
ратного 15 клапанов
необходимо для
исключения пере
грузок (в штоковой пол
ости и кавитации жидкости в пор
шневой
полости гидроц
илиндра 8), которые могут проис
ходить в период воздействия
ковша на засло
нку при его подъеме и нейтральном положении золотника В.
Аналогичная систе
ма разгрузки применена на гидро
цилиндре 9, отличие
состоит лишь в том, что избыток жидкости из поршнев
ой полости перепускается в
слив
ную через клапан 12, обратный клапан отсутствует.
Если гидроцилиндры 10
подъема
-
опускания заслонки крепятся на ковше, то перепускные клапаны не
нужны. Обратный клапан 16 применен
для исключения кавитации в пор
шневых
полостях гидроцилиндров в период опускания заслонки под собственным весом.
На сливной л
ин
ии ус
тановлен фильтр 17 с переливным золотником. Давление
жидкости в напорной и сливной линиях определяется маноме
трами 18, а
температура в баке
-
дистанционным термометром 19.

Принципиальная гидр
авлическая схема скрепера с эле
ваторной загрузкой
(рис.
25)
состоит: из гидробака 1, на
сосов 2 и 3, секционных распределителей 4 и
5, гидроци
-
линдров 7 подъема и опускания ковша, гидрозамков 8, гидромотора 9,
привода
элеватора, фильтра 10 с перелив
ным клапаном, манометров 11,
термометра 12.
От насоса 2 рабочая
жидкость поступает к секционно
му распределителю 4.
Золотник А управляет гидроцилин
драми 6
разгрузки ковша, а золотник Б
-
гидроцилиндра
ми 7 подъема и опускания ковша. В штоковых полостях
гидроцилиндров 7 установлены гидрозамки 8, которые предназначены для
снижения динамических нагрузок в трубопроводах и над
ежного запирания
штоковых полос
тей в период транспорт
ировки груза. Насос 3 предназна
чен для
привода гидромотора элеватора.
На объединенной сливной линии установлен фильтр 10 с переливным
клапано
м. Давлени
е в напорной и слив
ных линиях измеряется манометрами 11,
а
температура рабочей жидкости
-
дистанционным термометром 12.
На рис. 26 приведена принципиальная гидравлическая схема скрепера с
ковшом вместимостью 10 м
3
.
В большегрузных скреперах прим
еняется эле
ктрогид
равлическое
управлен
ие гидродвигателями. Электрогид
равлические распреде
лители
устанавливают в непосред
ственной близости гидроцилиндров на прицепной части
скрепера, а от насосов
и бака через седельное или сцеп
ное устройство проводятся
только два шлан
га высокого и низкого давления (вм
есто шести). Это повышает
надеж
ность гидропривода,
снижает потери давления в трубо
проводах, не
загромождает седельно
-
сцепное устройство и улучшает внешний ви
д скрепера.
Кроме того, примене
ние электрогидравлич
еского управле
ния улучшает усло
вия
труда и снижает утомляемость оператора.

Гидравлическая схема (рис. 26) включает: гидробак 1, нерегулируемый
насос
2, электрогидравлические распре
делители 3, 4 и 5, гидроцилиндры 6
подъема
-
опускания заслонки, гидроцилиндры 7 подъема
-
опу
скания ковша,
гидроцилиндры 8 приво
да задней стенки, электрогидрав
лический
предохранител
ьный клапан 9, фильтр 10 с пере
ливным золотником, манометры
11, термометр 12.
При выключенных электромагнитах распределителей поток жидкости от
нас
оса через нормально о
ткрытый ор
ган предохранительного
клапана 9 и фильтр
10 направля
ется обратно в бак 1. Включением электромагнита одного из
распределителей передвигается золотник управления, который соединяет
торцевую полость главного золотника со сливной линией. В связи с т
ем, что перед
фильтром
всегда имеется подпор потока жидкости не менее 0,3 МПа, сливная линия
исполь
зуется в качестве линии управле
ния. Перемещаясь в одно из крайних
положений (правое или левое), главный золотник соединяет штоковые (или

поршневые) полос
ти гидроцилиндров с напорной линией насоса, а
противоположные полости (поршневые или штоковые) со сливной. Таким образом
обеспечивается возвратно
-
поступательное движение гидроцилиндров, а с ними и
движение рабочего оборудования скрепера.
При включении люб
о
го электромагнита распределите
ля одновременно
включается электромагнит золотника управления предохранительным клапаном, и
нормально открытый орган клапана закрывается. Поток жидкости от насоса 2
направляется к распределителям 3, 4
и 5. В слу
чае повышения д
авления в системе
выше номинального срабатывает нормальн
о закрытый орган предохранитель
ного
клапана, и жидкость от насоса поступает в бак.
Для контроля за р
ежимом работы гидропривода уста
новлены манометры 11
в напорной и сливной
линиях, а в баке
-
дистанци
онный манометр 12.
2.17. Автогрейдеры
Гидравлический привод в автогрейдерах применяется для подъема
-
опускани
я сменного оборудования (кирков
щика, бульдозера), по
дъема
-
опускания
и поворота отва
ла, изменения положения (выноса) тя
говой рамы, накло
на колес,
поворота передних колес (рулевое управление).
Гидравлическая схема автогрейдера тяжелого типа (рис. 27) включает:
гидробак 1, нерегулируемые насосы 2 и 3, секционный распределитель 4,
гидроцилиндр 5 подъема
-
опускания отвала (правый), гидроцилиндр 6 выдвиже
ния
отвала, гидроцилиндр 7 подъема
-
опускания кирковщика (бульдозерного отвала),
гидромотор 8 поворота отвала в плане, гидроцилиндр
9 выноса тяговой рамы,
гидроци
линдр 11 управления колес, золотник 12 поворота колес,
предохранительный кла
пан 13, делитель по
тока 14, гид
роусилитель 15, филь
тр 16
с переливным клапаном, ма
нометры 17, термометр 18.
Золотники А и Е управляют гидроцилиндрами 5 и 10 изменения угла
наклон
а отвала в вертикальной плоскос
ти. При подаче жидкости в
противоположные полости гидроцилиндров 5
и 10 изменяется угол наклона, а при
подаче жидкости в одноименные полости происходит

подъем или опускание о
твала. Золотник Б управляет гид
роцилиндром 6
выдвижен
ия отвала в горизонтальной плос
кости, а золотник Д гидроцилиндром 9
бокового выноса тяговой
рамы. Золотники В и Г управляют соответствен
но
гид
ромотором 8 пов
орота круга и подъемом
-
опускани
ем отвала бульдозера
(кирковщика).
Гидроусилитель 15 и золотник 12 имеют механическую связь с рулевой
колонкой автогрейдера. При повороте руля и в зависимости
от его
положения
золотник 12 направля
ет поток жидкости от насоса в поршневую или штоковую
полость гидроцилинд
ра П. Делитель потока 14 предна
значен для обеспечен
ия
рабочей жидкостью двух потре
бителей (гидроусилителя 15 и
гпдроцилиндра 11
управле
ния колес) о
т одного источника (насоса 3) при различных величинах
внешних нагрузок. Фильтр 16 с переливным золотником установлен на
объединенной сливной линии. Для измерения давления в напорных линиях
насосов и сливной линии приме
нены манометры 17, а для измерения тем
пературы
-
дистанционный термометр 18.
С целью повышения
точности выполнения планировочных работ на
автогр
ейде
рах применяют автоматическое уп
равление отвалом. В ка
честве
управляющих устройств ис
пользуют системы «Профиль
-
1» и «Профиль
-
2».
На рис. 28 предста
в
лена гидравлическая схема автог
рейд
е
ра
с
автоматическим управлением гидроцилиндра
ми подъема
-
опускания отвала.
Система состоит из бака 1, нерегулируемого насоса 2, секционных
распределителей 3 и 4, гидроцилиндров 5 и 6 подъема
-
опускания отвала (левый и
пра
вый), гидроцилиндров 7 подъема
-
опускания бульдозерного отвала (
или
снегоочистителя), гидромото
ров 8 поворота отвала, гидроцилиндра 9 тяговой
рамы, гидроцилиндра 10 наклона колес, гидроцилиндров
II
подъема
-
опускания
кирк
овщика или снегоочистителя, гид
роочис
титсля, гидроц
и
линдра 12
выдвижения отвала, гидрозамков 13, дросселей 14 с обратными клапанами,
золотников 15 с электрогидравлическим управлением, предохранительных

кл
апанов 16 и 17, вентиля 18, быс
тросъемных муфт 19, фильтра 20 с переливным
клапаном, мано
метров 21, датчика температуры 22.
Принцип действия данной гидросистемы аналогичен принципу действия
предыдущей. Отличие заключается в том, что гидроцилиндры 5 и 6 опускания
отвала, кроме ручного, имеют электро
гидравлическое управление от зо
лотников
15. Эл
ектромагниты золотников 15 включаются
от одного специальног
о щупового датчика, который сра
батывает в
зависимост
и от профиля планируемой площад
ки.
Попеременным вкл
ючением электромагнитов золотни
ка 15 поток жидкост
и
может быть направлен в поршне
вые поло
сти гидроцилинд
ров 5, 6 (отвал
автогрейдера за
глубляется) или в шток
овые полости гидроцилиндров (от
вал
выглубляется).
2.18. Колесные и гусеничные тягачи
Объемные гидропередачи на колесных и гусеничных машинах имеют
след
ующие преимущества перед механи
чес
кими трансмиссиями:
-
бесступенчатое р
егулирование скорости передвиже
ния;
-
плавную передачу крутящего момента;
-
возможность исключения коробки передач и всей механической
трансмиссии (карданный вал, задний мост, бортовые редукторы);
-
свободную компоновк
у агрегатов гидропередачи на машине;
-
простоту реверсирования и легкость автоматизации управления скоростью
движения и реверсированием;

-
возможность тор
можения без использования двига
теля и специальных
тормозных устройств;
-
простоту устройст
в предохране
ния двигателя от пе
регрузок;
-
стабильный крутящий момент при малой угловой скорости;
-
широкую унификацию гидрооборудования.
Это позволяет на 25
-
30% повысить производительность мобильных машин,
а до
лговечность их при работе на но
минальных режимах достигае
т 10 000 ч.
Объемные гидроп
ередачи применяются на погрузчи
ках, автогрейдерах,
экскаваторах, колесных и гусеничных тягачах, катках, тракторах, комбайнах и
других машинах.
В п. 23 и 24 рассмотрены г
идравлические схемы пол
ноповоротных
экскават
оров, которые им
еют гидравличес
кий привод колесных и гусеничных
тягачей и самоходных катков. На рис. 29 и
зображена принципиальная
гидрав
лическая схема колесн
ого или гусеничного тягача. При
вод ходовой части
состо
ит из двух гидросистем А и Б за
крытого типа, которые обеспечи
вают
вращение правой и
левой гусениц, и общей гидросистемы подпитки В. Схема включает: бак 1,
нерегу
лируемый насос 2, фильтр 3 с пе
реливным клапаном, теплообменник 4,
манометры 5, два регулируемых насоса 6 и 7, гидромоторы 8 и 9, клапанные
коробки 10
и
11
, которые состоят из предохранительных клапанов 12, 13 и 14,
обр
атных клапанов 15 и 16, золотни
ка 17 с сервоклапаном. Регулируемые насосы
6 и 7 имеют ручное и автоматическое
(на чертеже не показано) управ
ление и
предназначены для создания переменного по
тока жидкости, поступающей к
гидромоторам 8 и 9. За счет изменения величины по
тока регулируется скорость
пере
мещения тягача.
В замкнутых гидросистемах А и Б поток жидкости от насоса поступает в
рабочую камеру гидромотора, а от него во всасывающий патруб
ок
насоса. В

напорной линии воз
можны внутренние утечки жидкости (объемные потери), для
восполнения которых предназначена система подпитки В. Насос 2 подает раб
очую
жидкость в клапанные короб
ки 10 и 11. В зависимос
ти от того, какие линии в
закры
тых гидросистем
ах А и
Б являются сливными, туда и на
правляется поток от
насоса 2 через обратные клапаны 15 и 16. Предохранительные клапаны 12 и 13
предназначены для защиты от перегрузок закр
ытых гидросистем, а кла
пан 14
-
системы подпитки В.
Трехпозиционный золот
ник 1.7
в нейтральном положе
нии пропускает поток
жидкости от насоса 2 к предохра
нительному клапану 14 с нормально открытым
рабочим органом. В крайних п
оложениях (левом или правом) зо
лотник направляет
поток жидкости из системы подпитки во всасывающую линию насосов
6 или 7.
2.19. Катки
Гидравлический привод катков используется в рулевом управлении и
механизме хода (рис. 30) [8]. Гидросистема включает следующие элементы:
гидробак 1, регулируемый насос 2, нерегулируемые насосы 3 и 4, фильтры 5 и 6 с
переливными клапа
нами, охладитель 7, гидроусилитель 8, двухпозиционный
золотн
ик 9, клапанную коробку 10, гид
ромоторы 11, гидрозамыкатели 12,
гидроцилиндры 13, распределитель 14, манометры 15, датчик температуры 16,
дроссель 17.
Гидросистема привода хода катка вып
олнена по
закры
той схеме.
Реверсивный регулируемый насос 2 подает рабо
-

чую жидкость гидромот
орам 11 привода вальцов. Измене
ние скорости и
направ
ления перемещения катка достига
ется величиной и нап
равлением потока
жидкости от на
соса 2. Для обеспечения управления
насосом применен
гидроусилитель 8.
Переключение гид
росистемы на нейтральный и рабо
чий режимы
осуществляется двухпозиционн
ый золотни
ком 9. Нейтральный р
ежим достигается
соединением на
порной и сливной линий. В этом положении поршневые полости
гидрозамыка
теле
й 12 стояночных тормозов со
единены со сливом, и тормоза
надежно удерживают машину. При включении распределителя 9 в рабочее
положение поток жидкос
ти от насоса направляется к гид
ромоторам 11, а
поршневая полость гидрозамыкател
е
й 12 соединяется с напорной ли
нией насоса
4. Таким
образом,
происходит растормаживание вальцов.
Клапанная коробка 10 предназначена для управления линией подпитки.
Об
ратные клапаны коробки поочеред
но соединяют сливную линию гидросистемы
привода хода с линией подпитки. Избыток жидкости,
поступающей из насоса 4,
сливается через охладитель 7 (радиатор) в бак. Предохранительные
клапаны
коробки 10 защищают гид
росистему от перегрузок путем перепуска части

жидкости из напорной линии в сливную. Нерегулируемый насос 4 создает
устойчивый поток под
питки линии хода катка. Для раздельного управления
рулевыми гидроцилиндрами 13 использован двухзоло
тниковый
четырехпозиционный рас
пределитель 14, в который встроен предохранительный
клапан непрямого действия. Нерегулируемый насос 3 создает поток жидкости д
ля
гидроусилителя 8 и рулевых гидроцилиндров 13.
С целью ограничения потока
жид
кости, поступающей в ру
левое управление, применен дрос
сель 17.
Фильтры 5 и 6, установленные на напорных линиях насосов 3 и 4,
предназначены для очистки
масла от меха
нических при
месей. Для измерения
давления в основной и вспомогательных
гидросистемах применены маномет
ры 1
5,
а для измерения температуры
-
дистанционный термодатчик 16.