Гидравлические исполнительные механизмы

Гидравлические исполнительные механизмы с вращательным движением регулирующего органа и объемным управлением получили широкое распространение в автоматизации различного оборудования. В зависимости от назначения привода используются три схемы гидравлических исполнительных механизмов с объемным регулированием (рис. 4.21). Схемы включают в себя асинхронный электродвигатель М, гидронасос H и гидромотор ГМ с переменными или постоянными производительностями (частотами вращения).

Схема 1 (см. рис. 4.21, а) используется в приводе подачи лесопильных рам РД-75-6-2, фрезерно-строгальных деревообрабатывающих станков. Скорость вращения приводного рабочего механизма PM плавно изменяется с изменением производительности гидронасоса.
Схема 2 (см. рис. 4.21, б) применяется для привода PM с большим диапазоном изменения момента вращения, например в лебедках, мобильных механизмах с ограниченной мощностью приводного двигателя М.
Схема 3 (см. рис. 4.21, в) включает в себя две гидромашины переменной производительности и применяется для оснащения высокоточных следящих систем автоматики. Первая гидромашина отрабатывает с определенной ошибкой сигнал управления, а вторая предназначена для обеспечения высокой точности слежения. Схема используется в системах автоматики шдрокопировальных станков.
Полная схема гидравлического исполнительного устройства с объемным управлением показана на рис. 4.22.

Схема кроме электродвигателя 1, гидронасоса 2, гидромотора 6 с маховиком 7 включает в себя ряд других элементов. Для компенсации неизбежных утечек и деформации жидкости используется вспомогательный насос постоянной производительности 9, поддерживающий постоянное давление подпитки P0 за счет непрерывного сброса избытка подачи через клапан 8 в сборный бак 10. Насос монтируется в корпусе основного гидронасоса 2 и приводится в действие от этого же электродвигателя 1 и благодаря обратным клапанам 3 ограничивает падение давления в приемной магистрали основного насоса до значения P0. Предохранительные клапаны 4 ограничивают давление, а следовательно, момент гидромотора. Изменение производительности насоса осуществляется поворотом рычага 12. При повышении давления в любой момент из магистралей рабочая жидкость, проходя через обратные клапаны 5, перемещает поршни в гидроцилиндрах 11, сжимая пружины, ограничивает перемещение управляющего рычага 12, регулирующего производительность насоса (например, поворотом люльки в аксиально-поршневом насосе). Это устройство называется ограничителем мощности. Для установки насоса на нулевую производительность при запуске гидромотора используют нуль-установитель в виде подпружиненных гидроцилиндров 13. При включении исполнительного устройства из-за падения давления подпитки пружины нуль-установителя устанавливают рычаг 12 в положение, соответствующее нулевой производительности. Гидроцилиндры 11 ограничителя мощности могут быть выполнены в виде общего узла, размещенного по одну сторону от управляющего рычага 12.

Аксиально-поршневые устройства основаны на принципе обратимости гидромашин. На рис. 4.23 представлена упрощенная схема аксиально-поршневой гидромашины, состоящей из распределителя 1, блока цилиндров 2, кардана 3. При вращении кардана 3 при помощи электродвигателя гидромашина выполняет функции гидронасоса. При подаче в гидромашину рабочей жидкости под давлением за счет перемещения поршней будет вращаться карданный вал. По окружности распределителя 1 расположен ряд отверстий входа-выхода рабочей жидкости. Аналогично по дуге окружности блока цилиндров расположены отверстия поршневых полостей. Изменением величины h рабочего хода поршней (см. рис. 4.23) можно изменять производительность гидронасоса и скорость вращения гидромотора. Статические характеристики (рис. 4.24) наглядно характеризуют свойства гидронасоса и гидромотора.

При повороте вала на полный оборот поршни гидромашины совершают двойной ход.
Расход масла насосом при угловой скорости вала ωн определяется выражением

где ен — безразмерный параметр регулирования; 1/2πqн = vH — характерный объем, представляющий собой подачу насосом масла при повороте вала на один оборот; ηо.н — объемный КПД. Момент, создаваемый насосом на приводном валу,

где ΔРн — перепад давления масла на насосе; ηм.н — механический КПД, ηм.н = ηнηо.н-1 (ηн, ηо.н — полный и объемный КПД насоса соответственно).
Разделение полного КПД на две составляющие ηо.н и ηм.н обусловлено тем, что первая определяет связь между кинематическими показателями режима, а вторая — между нагрузочными.
Аналогично для гидромотора

Для гидромашин постоянной производительности принимают ен = 1, ем = 1. Равенства (4.32)...(4.33) являются основными расчетными уравнениями гидромашин вращательного движения. Для исполнительных гидроцилиндров в этих уравнениях Mм заменяют на усилие F; vм — на эффективную площадь поршня 5; ωм — на линейную скорость v.
При расчете системы из двух гидромашин удобнее насос считать идеальной машиной, а все потери учитывать в гидромоторе. В этом случае для идеального насоса можно записать

где Qн — теоретическая производительность насоса; Kн — коэффициент усиления регулируемого насоса; h — входной регулируемый параметр, например шаг поршня (см. рис. 4.23 и 4.24).
Скорость вращения гидромотора ωм определяется количеством масла, поступающего в единицу времени Qм, и коэффициентом усиления Kм. Для идеального гидромотора

При работе гидромотора появляются утечки, уменьшается объем масла вследствие сжатия, поэтому для реального гидромотора можно записать

где dωм/dМм — коэффициент эластичности.
Коэффициент эластичности определяется по тангенсу угла наклона механической характеристики (см. рис. 4.24, б) или вычисляется по формуле

где Kc — суммарный коэффициент гидравлических потерь внутри системы; Kp — коэффициент, учитывающий инерционность гидромотора; С — коэффициент, определяющий среднее значение гидравлических потерь (С = 1,25...1,65).
При отсутствии тормозной нагрузки можно записать

где Iм — момент инерции, приведенный к валу гидромотора, Н*м*с2; α — угол поворота вала, рад; P — давление в системе. Подставив значение (4.40) в линеаризованное уравнение угловой скорости (4.38) и учитывая, что ωм = dα/dt, получим дифференциальное уравнение гидромотора в операторной форме:

С учетом сжимаемости жидкости дифференциальное уравнение гидромотора в операторной форме имеет вид

где Tг — гидравлическая постоянная времени, Tг = V/EКсС; Tм — механическая постоянная времени, Tм = IмКмКс/Кр * С.
Заданные моменты, скорости вращения рабочего механизма позволяют правильно подобрать тип гидронасоса или гадромотора исходя из рассмотренных силовых и скоростных характеристик.