Механика гидро - и пневмоприводов

Двигатели гидро — и пневмоприводов

Конструкция двигателя гидро - или пневмопривода в зна­чительной мере зависит от назначения привода, технологии его изготовления и условий эксплуатации. Если, например, при­вод предназначен для применения в системах управления ле­тательными аппаратами, то с целью обеспечения максималь­ной надежности системы в двигателе привода должно быть как можно меньше соединяемых между собой деталей. В та­ких случаях шток 1 (рис. 1.4, а) часто изготавливают вместе с поршнем 2 гидроцилиндра 3, причем для уменьшения массы в штоке просверлен осевой канал. Сам гидроцилиндр расточен с одной стороны, а его крышка одновременно служит фланцем, на котором закреплены элементы датчика обратной связи, рас­положенного внутри корпуса 4. Корпус снабжен проушинами с втулками под ось, установленную на внешней опоре гидроци­линдра. С управляемым органом летательного аппарата шток гидроцилиндра соединяют посредством шарнирного подшип­ника скольжения.

Более простым в изготовлении является гидроцилиндр 3 (рис. 1.4, б), расточенный насквозь и имеющий две крышки. Шток 1 и поршень 2, как и в предыдущей конструкции, выпол­нены неразъемными. Для крепления к внешней опоре в утол­щенных местах стенки гидроцилиндра размещены два шар­нирных подшипника скольжения. Благодаря такому крепле­нию корпус 4, закрывающий датчик обратной связи, разгружен от действия силы, которая равна внешней силе, приложенной к штоку гидроцилиндра.

Еще проще будет конструкция изготовленного из тру­бы гидроцилиндра, крышки которого соединены между собой длинными шпильками (рис. 1.4, в). Шток 1 соединен с порш­нем 2 этого гидроцилиндра с помощью резьбы. Гидроцилин­дры такой конструкции применяют в приводах станков, ро­ботов и манипуляторов. При необходимости датчик обратной связи устанавливают отдельно, соединяя его подвижный эле­мент со штоком гидроцилиндра или с управляемым приводом механизмом.

Общим для всех трех конструкций гидроцилиндров явля­ется наличие проходного штока, позволяющего получить рав­ные рабочие площади поршня, что обеспечивает одинаковые скорости движения поршня в обе стороны, но увеличивает га­баритный размер гидроцилиндра в осевом направлении.

В подъемно-транспортных машинах, горном и энергетиче­ском оборудовании силы, которые должен преодолевать при­вод, могут действовать преимущественно в одном направле­нии. В таких приводах применяют гидроцилиндр 1 с односто­ронним штоком 2 (рис. 1.5). В случае односторонного штока рабочие площади поршня 3 имеют разные значения, поэтому

В

Рис. 1.4. Гидроцилиндры с одной крышкой (а), с двумя крышками (6), в виде трубы (в) с двумя крышками

Скорости движения поршня В одну и другую стороны будут также различаться, если аппарат управления пропускает оди­наковые расходы жидкости в каждую полость гидроцилиндра.

Для обеспечения почти равных скоростей движения порш­ня в обе стороны гидроцилиндр 1 (рис. 1.6) с непроходным што­ком 2 может быть снабжен плунжером 3 (фиктивным штоком), который входит внутрь поршня при его перемещении. При прочих равных условиях общая длина гидроцилиндра с фик­тивным штоком будет меньше длины гидроцилиндра с проход­ным штоком.

Значения силы Рп> создаваемой давлением жидкости на поршень гидроцилиндра, определяют с помощью следующих соотношений:

При проходном штоке

Рп = (5ц “ 5шт) (Р “ Р2) (1-1)

При непроходном штоке

Рп = $ц{Р1 “ Р2) 5штР2> (1*2)

При фиктивном штоке

Рп — Зц(рі “ Р2) ■+■ 5штР2 “ ^фРі - (1*3)

В формулах (1.1)—(1.3) 5Ц — площадь поперечного сечения полости гидроцилиндра; 5Шт — площадь поперечного сечения проходного или непроходного штока; 5ф — площадь попереч­ного сечения фиктивного штока; рі и р2 — давления в левой и правой полостях гидроцилиндра.

Конструкции пневмоцилиндров во многом схожи с описан­ными выше конструкциями гидроцилиндров. Различия пнев­моцилиндров в основном вызваны тем, что необходимо обеспе­чить работу уплотнений в отсутствие жидкой пленки, покры­вающей внутренние поверхности гидроцилиндров и их што­ков. Пневмоцилиндр с такими уплотнениями 1 и 2 показан на рис. 1.7. В кратковременно действующих приводах применяют пневмоцилиндры с предварительно помещенной в уплотнения густой смазкой. Если значения рабочего давления невелики (не превышают 1 МПа), то у длительно действующих пневмо­цилиндров полости разделяют эластичными мембранами или сильфонами.

Силы от действия давлений на поршни пневмоцилиндров вычисляют по таким же формулам, как при расчете гидроци­линдров. При наличии эластичного мембранного разделителя с жесткими пластинами в месте крепления штока (мембрана с

Жестким центром, рис. 1.8, а) силу Рм, передаваемую мембра­ной штоку, находят следующим образом:

Рм —

Где 7г1)2/4 > 5М > 7г!)2/12 — эффективная площадь мембраны

С жестким центром.

Если полости пневмоцилиндра образованы с помощью сильфона (рис. 1.8, б), то сила, передаваемая сильфоном што­ку, равна

Рс = $с{Р1 ~Р2)-

Здесь 5С = я - (£н + А,)2/16 — эффективная площадь сильфона.

Гидро - и пневмоцилиндры часто приходится применять вместе с механизмами, преобразующими линейные перемеще­ния штоков в угловые перемещения управляемого приводом устройства. Необходимость в таком механизме отпадает, если в приводе применить гидро - или пневмодвигатель с неполнопо­воротным перемещением вала. Двигатель этого типа (рис. 1.9) имеет шибер (лопасть) 1У расположенный в корпусе 2 и жестко закрепленный на валу 4, который непосредственно соединен с управляемым устройством. Электрический датчик 3 позволя­ет осуществить в приводе обратную связь. С аппаратом упра­вления полости двигателя соединены каналами 5 и б. Размеры двигателя можно несколько уменьшить, если на его валу за­крепить два шибера, которые образуют вместе с выступами внутри корпуса четыре полости (рис. 1.10). Рабочая среда под

Давлением должна подводиться в полости так, чтобы силы от действия давления на каждый шибер создавали на валу сум­марный крутящий момент.

Двигатели с одним или двумя шиберами сложнее в из­готовлении, чем цилиндры с поступательным перемещением штоков. Кроме того, из-за сложной конфигурации уплотнений, устанавливаемых на валу и шибере, они могут быть недоста­точно надежными при длительной эксплуатации. По этим при­чинам данный тип двигателей применяют не так широко, как
цилиндры, даже в тех случаях, когда для поворота какого-либо управляемого устройства приходится использовать дополни­тельный механизм.

Крутящий момент Мш, создаваемый силами давления, ко­торые приложены к шиберу, можно вычислить по следующим соотношениям:

При одном шибере

Мш = 5,шГр(р1 — Р2)) (1*6)

При двух шиберах

Мш = 25шГр(р1 — Р2)) (1*7)

Где 5Ш = (гк - гв)Ь — рабочая площадь шибера, на которую действует давление; гр = 0,5(гк + гв) — расстояние от оси до точки, в которой приложена сила давления.

В качестве двигателей с неограниченным углом поворо­та вала служат чаще всего роторные моторы, которые могут

Быть обратимыми машинами и перекачивать рабочую среду как насосы, если их вал приводится во вращение от друго­го двигателя. Вследствие большого числа пар трения рабо­чей средой для таких машин обычно служат имеющие смазоч­ные свойства жидкости (минеральные масла, синтетические жидкости с присадками). В приводах наиболее широко при­меняют шестеренные, пластинчатые, аксиально-поршневые и радиально-поршневые роторные моторы. Первые три вида мо­торов относят к высокооборотным, так как значения устойчи­вого вращения вала у них не может быть ниже 0,05 ... 0,1 но­минального значения. Поэтому вал мотора соединяют с редук­тором, понижающим скорость выходного звена привода до зна­чений, которые требуются для управления каким-либо устрой­ством.

Радиально-поршневые моторы могут устойчиво работать при малой частоте вращения вала, что позволяет не применять в приводе редуктор.

Рис. 1.11. Схема роторного мотора

Принцип действия различных по схеме и конструктивно­му исполнению роторных машин основан на том, что при изме­нении некоторого объема, находящегося во вращающемся ро­торе, происходит обмен механической энергией между посту­пающей в этот объем рабочей средой и ротором. В моторах рабочая среда передает энергию ротору, в насосах — полу­чает энергию от ротора. Упрощенная кинематическая схема одной из машин, работающих по такому принципу, дана на рис. 1.11. Ротор 1 машины имеет круглые цилиндрические по­лости, в которых при вращении ротора перемещаются плун­жеры 2. Чтобы уменьшить неравномерность расхода рабочей среды, число плунжеров выбирают нечетным. Плунжеры ка­саются наклонной шайбы 3, которая закреплена на корпусе ма­шины. Рабочая среда поступает в полости и вытесняется из них через неподвижный распределитель 4. При подаче рабочей среды под давлением превышающем р2> в местах касания плунжеров и шайбы возникают силы, составляющие которых создают относительно оси ротора крутящий момент. Враще­ние ротора, вызванное крутящим моментом, поддерживается благодаря возвратно-поступательным перемещениям плунже­ров, нагруженных давлением рабочей среды, переносимой из полостей ротора с высоким давлением в полости с низким да­влением. Если давление р2 будет больше давления рь то на­правления действия крутящего момента и вращения ротора по­меняются на противоположные предыдущим. Рассмотренный процесс соответствует режиму мотора. В режиме насоса ро­тор приводится во вращение от другого двигателя, при этом плунжеры, перемещаясь в полостях ротора, вызывают движе­ние среды из канала с низким давлением в канал с высоким давлением.

Крутящий момент Мм на валу мотора можно рассчитать по кинематической схеме машины, используя размеры всех эле­ментов, участвующих в формировании этого момента. Однако проще Мм найти по двум соотношениям, определяющим мощ­ность мотора.

Первое соотношение представим в виде

—МмПм, (1*8)

Где Пм — угловая скорость вала мотора.

Второе соотношение, исходя из зависимости мощности мо­тора от параметров рабочей среды, поступающей в мотор и выходящей из него, запишем следующим образом:

- <2м(Р1 “Р2)*?о*?г, (1*®)

Где (}м — объемный расход среды на входе в мотор; р и р2 — давления на входе в мотор и выходе из него; ту0 — объемный КПД, учитывающий утечки и перетечки рабочей среды в мо­торе; туг — гидромеханический КПД мотора, учитывающий потери энергии из-за гидравлического сопротивления каналов и сил трения в моторе.

Используя формулы (1.8) и (1.9), получаем

Мж! ЯОш<п-*)*>*' (ыо)

Расход согласно условию неразрывности течения,

Должен удовлетворять соотношению

«- = • (1Л1) где Ум — рабочий объем мотора, равный изменению объема его полостей при повороте ротора на один оборот.

Из формул (1.10) И (1.11) имеем

_ Ум(Р1 - Р2)‘Пт

При вычислении крутящего момента по формуле (1.12) гидромеханический КПД можно принять по известным для рассматриваемого типа мотора данным, согласно которым его значения приблизительно равны 0,88... 0,95.

Вследствие конечного числа рабочих камер (полостей) крутящий момент мотора при постоянной частоте вращения ротора периодически изменяется около определяемого форму­лой (1.12) среднего значения. Однако эти изменения невелики и ими обычно пренебрегают.

Долговечность и надежность двигателей приводов во мно­гом зависит от уплотнений, установленных как между по­движными, так и неподвижными деталями. Широко при­меняют эластомерные уплотнения, состоящие из резиновых колец 1 с круглым или У-образным поперечным сечением (рис. 1.12, а, 6). Эти уплотнения снабжают также фторопла­стовыми кольцами 2 (рис. 1.12, а), чтобы защитить резиновые

В

Кольца от выдавливания в зазор между деталями. Кроме то­го, применяют комбинированные уплотнения, у которых ре­зиновые кольца помещены внутрь фторопластового кольца 2 (рис. 1.12, в) для уменьшения трения при движении деталей.

В некоторых конструкциях гидроцилиндров, используе­мых при значениях давлений, не превышающих 4... 6 МПа, для уплотнений поршней применяют металлические кольца (рис. 1.12, г).

При необходимости обеспечения высоких скоростей по­ступательных перемещений поршней гидроцилиндров (более 1м/с) и малые силы трения иногда используют гидростати­ческие опоры без контактных уплотнений. Утечки жидкости в этих случаях возрастают.

Малые утечки по зазорам между подвижными деталями роторных гидромоторов преимущественно обеспечиваются вы­сокой технологией изготовления машин этого типа.