15.2.2. Гидропривод с дроссельным регулированием скорости при последовательном включении гидродросселя

На рис. 15.2, а представлена принципиальная схема гидропривода с дроссельным регулированием скорости при последовательном включении гидродросселя 5 (на входе в гидроцилиндр 4). Кроме отмеченных элементов, схема включает насос 1, клапан 2, гидрораспределитель 3 и бак 6.

Так как гидродроссель 5 и гидроцилиндр 4 включены последовательно, то расход Q_т жидкости, поступающей в гидроцилиндр 4, равен расходу жидкости, проходящей через регулируемый гидродроссель 5:

где Δр_др – перепад давления на гидродросселе 5. С учетом принятых допущений

В данном гидроприводе давление на выходе насоса р_н поддерживается постоянным при помощи переливного клапана 2. Тогда скорость поршня

Анализ полученной формулы показывает, что скорость движения поршня гидроцилиндра 4, как и в гидроприводе с параллельным включением гидродросселя, является функцией двух переменных: площади проходного сечения регулируемого гидродросселя S_др и преодолеваемой нагрузки на штоке гидроцилиндра F.

На рис. 15.2, б и в приведены регулировочная и нагрузочная характеристики, построенные в соответствии с формулой (15.5).

Следует отметить, что гидропривод с гидродросселем 5 на входе в гидроцилиндр 4 (см. рис. 15.2, а), как и гидропривод с параллельным включением гидродросселя, допускает регулирование скорости выходного звена только при нагрузке, направленной против движения. При помогающей нагрузке может произойти отрыв поршня от рабочей жидкости в гидроцилиндре. Поэтому в гидроприводах, работающих в условиях знакопеременной нагрузки, для обеспечения надежного регулирования скорости выходного звена рекомендуется установка гидродросселя на выходе из гидродвигателя. В этом случае уравнение (15.4) также справедливо.

15.3. Гидропривод с объемным (машинным) регулированием

При объемном способе регулирования скорость движения выходного звена изменяется за счет изменения рабочего объема либо насоса, либо гидромотора, либо обеих гидромашин. На рис. 15.3, а приведена принципиальная схема гидропривода вращательного движения с замкнутой циркуляцией жидкости, в котором частота вращения вала гидромотора 4 регулируется за счет изменения рабочих объемов обеих гидромашин.

Так как в данном гидроприводе возможен реверс потока рабочей жидкости, то в нем установлены два предохранительных клапана 2, один из которых «следит» за давлением в гидролинии А, а другой – за давлением в гидролинии Б. Для компенсации возможной нехватки жидкости в гидроприводе используется система подпитки, состоящая из дополнительного насоса 6, переливного клапана 5, гидробака 7 и двух обратных клапанов З. Всегда осуществляется подпитка той гидролинии, которая в данный момент является всасывающей. При этом во всасывающей гидролинии создается избыточное давление примерно 0,1…0,3 МПа (ограничено настройкой переливного клапана 5), что исключает вероятность возникновения кавитации на входе в насос 1.

Получим закон изменения частоты вращения n_т. вала гидромотора 4 от рабочих объемов регулируемых гидромашин. На практике при анализе работы гидроприводов, содержащих регулируемые гидромашины, используется параметр регулирования рабочего объема е, который равен отношению действительного рабочего объема гидромашины к максимальному его значению. В нашем случае этот параметр для регулируемого насоса 1 и регулируемого гидромотора 4 соответственно имеет следующий вид:

Значения е_н и е_r могут изменяться от нуля до единицы.

Пренебрегая потерями в гидромашинах, расход‚ жидкости, поступающей от насоса в напорную гидролинию, и расход жидкости, потребляемой гидромотором, определяют по формулам:

где n_н – частота вращения вала насоса.

Принимая во внимание то, что при закрытых клапанах 2

из уравнения (15.7) с учетом выражений (15.6) получаем

Из формулы (15.8) видно, что в рассматриваемом гидроприводе частота вращения вала гидромотора n_r является функцией двух независимых параметров регулирования: е_н и е_r. Наибольшая эффективность изменения частоты вращения вала гидромотора n_r. от нуля до максимальной будет достигнута при использовании двухэтапной последовательности регулирования:

1-й этап – е_н изменяется от нуля до 1 (е_r = 1);

2-й этап – е_r изменяется от 1 до некоторого е_{r min} (е_н = 1).

Значение е_{r min} определяется при заданном моменте сопротивления на валу гидромотора М_r и допустимом перепаде давления Δр_max из формулы

где – механический коэффициент полезного действия гидромотора.

На рис. 15.3, б, в приведены соответственно регулировочная и нагрузочная характеристики гидропривода с объемным регулированием частоты вращения. При сделанных допущениях (см. подразд. 15.1) гидропривод имеет абсолютно «жесткую» нагрузочную характеристику (прямая I на рис. 15.3, в). Если же учесть потери в гидромашинах, то нагрузочная характеристика будет имеет наклон (прямая II на рис. 15.3, в), обусловленный объемными утечками в гидромашинах. Значение тормозного момента М_r определяется настройкой предохранительных клапанов 2.