Нагрузочная характеристика гидропривода

 

При последовательно-дроссельном регулировании расход питания Qпит гидродвигателя равен расходу жидкости, проходящей через регулирующий аппарат (Qдр). В этом случае скорость поршня гидроцилиндра в приводе возвратно-поступательного движения определяется из соотношения

 

. (6.1)

Подставляя в выражение (6.1) значение расхода через дроссель

 

, (6.2)

получаем выражение для скорости поршня

, (6.3)

 

где m - коэффициент расхода дросселя (m=0,55.....0,65);

F_др - площадь проходного сечения дросселя при частичном открытии;

F_др0 - то же при полном открытии;

относительное открытие дросселя (параметр регулирования);

Dp - перепад давления на дросселе.

Перепад давления на дросселе, установленном в напорной магистрали (рис.6.1а), равен

Dр=р_н - р_р, (6.4)

где р_н - давление, развиваемое насосом (p_н=const);

р_р - давление в рабочей полости гидроцилиндра.

Величина р_р может быть определена из уравнения равновесия сил, действующих на поршень гидроцилиндра при установившемся движении (силами трения пренебрегаем):

р_рF=р_слF+Р,

откуда

р_р=р_сл+Р/F. (6.5)

Здесь p_сл - давление в сливной полости гидроцилиндра;

Р - нагрузка на выходное звено.

Подставляя (6.5) в (6.4), получаем выражение для перепада давления на входном дросселе

Dр=р_н - р_сл - Р/F. (6.6)

Для случая установки дросселя в сливной магистрали (рис. 6.1б) уравнение равновесия поршня имеет вид

р_нF=р_nF+Р, (6.7)

откуда противодавление в нерабочей полости гидроцилиндра равно

р_n=р_н - Р/F. (6.8)

Учитывая, что перепад давления в выходном дросселе равен

Dp=p_п - p_сл, с использованием выражения (6.8) получаем

 

Dр=р_н - р_сл - Р/F. (6.9)

Сравнивая выражения (6.6) и (6.9), можно заключить, что в обеих рассмотренных схемах последовательно-дроссельного регулирования перепады давления на дросселе равны между собой и зависят от внешней нагрузки гидроцилиндра. Подставляя выражение (6.9) в (6.3), получаем аналитическое выражение для характеристики последовательно-дроссельного регулирования

. (6.10)

Из полученной формулы следует, что при последовательно-дроссельном регулировании скорость выходного звена гидродвигателя уменьшается с увеличением внешней нагрузки гидродвигателя при постоянной площади проходного сечения дросселя, т.е. характеристика является нежесткой. Графический вид нагрузочной V=f(P) и регулировочной V=f(Ψ) характеристик представлен на рис.6.2.

Рис 6.2

 

Сравнивая между собой две представленные схемы последовательно-дроссельного регулирования, можно отметить ряд преимуществ схемы с установкой дросселя в сливной магистрали. Во-первых, в этом случае поршень гидроцилиндра находится под действием двустороннего давления (p_н и p_п), благодаря чему обеспечивается двусторонняя жесткость гидродвигателя. Это позволяет применять схему 6.1.б в гидросистемах, работающих при знакопеременных нагрузках, где схема 6.1а неприменима. Во-вторых, схема 6.1.б может успешно применяться в случае наличия больших ускорений выходного звена. Так, при торможении гидродвигателя инерционному перемещению поршня здесь препятствует сопротивление дросселя (для исключения возникновения при этом недопустимо высоких давлений служит предохранительный клапан 6). В случае же установки дросселя в напорной магистрали при уменьшении расхода (торможение двигателя) поршень может перемещаться под действием сил инерции движущейся массы. В-третьих, тепло, выделяющееся при дросселировании, в случае установки дросселя в сливной магистрали удаляется в бак, а не поступает в гидродвигатель, как это имеет место при установке дросселя в напорной магистрали.

В практике находит широкое применение регулирование с помощью дросселирующего распределителя (рис.6.1в)

В этом аппарате совмещены функции изменения направления движения потока жидкости и дросселирования на острых кромках золотника в зазоре х (рис.6.3).

 

Рис 6.3

 

Таким образом, можно считать, что в таком гидроприводе дроссели имеются и на входе и на выходе гидродвигателя. Если золотник является

симметричным, то расход питания гидродвигателя определяется следующим соотношением

, (6.11)

где y=х/b.

Перепад давления на входной кромке

 

Dр₁=р_н - р_р. (6.12)

Давление в рабочей полости гидроцилиндра определяется из уравнения равновесия поршня

р_р=Р/F+р_n, (6.13)

где противодавление связано с перепадом на выходной кромке золотника Dp₂

р_n=Dр₂+р_сл. (6.14)

Подставляя (6.13) и (6.14) в уравнение (6.12) и учитывая, что в симметричном золотникеDр₁=Dр₂, получаем

Dр₁= ½(р_н - р_сл - Р/F). (6.15)

Тогда согласно (6.1) с учетом (6.11) и (6.15) получаем выражение для нагрузочной характеристики гидропривода с дросселирующим распределителем

. (6.16)

Характеристика (6.11) получена для гидропривода возвратно-поступательного движения. Для других типов привода аналогичные характеристики могут быть записаны с учетом зависимостей (5.6), (5.7),(5.10) и (5.11):

для привода вращательного движения

 

; (6.17)

для привода возвратно-поворотного движения

 

. (6.18)