zaharov

датчика расхода и относительно малая величина рабочего хода плунжера 4 обеспечивают пропорциональность его перемещения расходу в исполнительных гидролиниях. С помощью пружин 6 и 11 обратной связи перемещение плунжера 4 преобразуется в момент сил обратной связи по расходу. Этот момент сил (с учетом знака) суммируется с моментом электромагнитных сил. Как только эти два момента сил сравняются по абсолютной величине, заслонка 2 вернется в нейтральное положение и золотник распределителя 8 остановится. Положение останова золотника определяется величиной тока управления и расхода в исполнительных гидролиниях.

При появлении давления нагрузки в рабочих камерах распределителя 8 за счет дроссельного эффекта изменится и расход в исполнительных гидролиниях. Это приведет к смещению плунжера 4 датчика расхода, который сместит заслонку 2. Смещение заслонки приведет к дополнительному смещению золотника распределителя 8, который доведет расход в исполнительных гидролиниях до заданного значения.

Появление электрогидроусилителей с обратной связью по расходу обусловлено не только необходимостью обеспечить независимость расхода от давления нагрузки, но и стремлением снизить требования к качеству рабочих окон золотникового распределителя, так как благодаря свободному перемещению его золотника отверстия в его гильзе могут быть выполнены любой произвольной формы с грубыми отклонениями от заданных геометрических размеров. Однако к датчику расхода в этом случае предъявляются очень жесткие требования, которые приводят к значительному усложнению конструкции такого электрогидроусилителя и сводят на нет преимущества, связанные с упрощением требований, предъявляемых к золотниковому дросселирующему гидрораспределителю. Кроме того, простые по конструкции датчики расхода чувствительны к линейным ускорениям и имеют невысокие динамические характеристики из-за наличия сил контактного трения.

Основным недостатком, сдерживающим широкое распространение электрогидроусилителей с обратной связью по расходу, является несоответствие расхода в исполнительных гидролиниях скорости подключенных к ним гидродвигателей из-за сжимаемости жидкости в рабочих полостях последних. В связи с этим устойчивая работа следящих систем, включающих электрогидроусилители с обратной связью по расходу, возможна только с ненагруженными двигателями. При наличии даже незначительных инерционных нагрузок такие следящие системы

Скорость Wв выходного звена (штока гидроцилиндра) регулируется изменением степени открытия дросселя. Чем Wв меньше, тем боль-

шая доля расхода насоса направляется в гидроцилиндр и тем больше скорость Wв . При полном закрытии дросселя скорость Wв наиболь-

шая. При полном открытии дросселя скорость поршня уменьшается до нуля или до минимального значения в зависимости от нагрузки F .

Для параллельного включения дросселя, предполагая, что потери давления в распределителе и гидролиниях отсутствуют, имеем

площадь проходного сечения дросселя.

На рис. 3.10 показаны нагрузочные характеристики гидропривода при его регулировании параллельно включенным дросселем, постро-

S Sдр

енные по формуле (3.4) для ряда постоянных значений .

Sдр.max

Характеристики выходят из одной точки, соответствующей Wп max и F 0 . Нагрузка Fmax , вызывающая торможение выходного звена,

хода, работающим совместно с золотниковыми распределителями, имеющими рабочие окна с отрица-

тельным перекрытием (с протоком). Схема такого гидропривода показана на рис. 3.15, а. Он включает насос постоянного расхода 1, предохранительный клапан 2, золотниковый гидрораспределитель 3 с отрицательным перекрытием рабочих окон и гидродвигатель 4.

Площадь сечения рабочих окон гидрораспределителя 3 выбирают обычно такой, чтобы давление Pн0 в напорной гидролинии при нахождении золотника в нейтрали составляло незначительную величину по сравнению с максимальным давлением Pн max при смещении золотника. Давление Pн max определяется настройкой предохранительного клапана 2. Обычно отношение Pн0 / Pн max < 0,05.

Вотличие от предыдущей схемы (рис. 3.15, а), в которой давление

внапорной линии определялось давлением нагрузки на гидродвигате-

ле и соотношением проходных сечений рабочих окон распределителя, (положением золотника), в схеме регулирования на рис. 3.16, а давление в напорной гидролинии обусловлено величиной сечения специального рабочего окна, расположенного в левой части распределителя. Собственно золотниковый распределитель имеет четыре рабочих окна с нулевым перекрытием.

Если золотник распределителя 3 находится в нейтральном положении, то расход, поступающий от насоса 1, проходит с незначительными потерями на слив через специальное рабочее окно в левой части распределителя. Исполнительные гидролинии при этом отключены от сливной и напорной гидролиний рабочими кромками четырех рабочих окон гидрораспределителя. При смещении золотника из нейтрали

Рис. 3.16. Схема регулирования с дополнительным окном в гидрораспределителе

исполнительные гидролинии соединяются со сливной и напорной гидролиниями, а увеличение гидравлического сопротивления специального рабочего окна приводит к росту давления в напорной гидролинии. Рабочая жидкость под давлением будет течь через соответствующее рабочее окно собственно гидрораспределителя.

С увеличением смещения золотника распределителя будет повышаться и давление в напорной линии. Поскольку изменение давления в напорной гидролинии определяется не только давлением нагрузки, но и гидравлическим сопротивлением специального дополнительного рабочего окна, последнее условно назовем управляющим рабочим окном. В этой схеме используется параллельно-последовательное регулирование потоком рабочей жидкости.

Максимальное давление в напорной гидролинии определяется настройкой предохранительного клапана 2.

Достоинством схемы гидропривода с источником питания постоянного расхода и параллельно-последовательным дроссельным регулированием (см. рис. 3.16, а) по сравнению с аналогичным приводом, в котором используется золотниковый распределитель с протоком (см. рис. 3.15, а), являются более высокое значение максимального КПД, сравнительно высокая крутизна перепадной характеристики и высокая крутизна коэффициента скольжения, которая обеспечивает жесткость нагрузочной характеристики.

К основным преимуществам гидравлических механизмов дроссельного управления относятся высокое быстродействие, малый удельный вес на единицу выходной мощности, отсутствие в некоторых случаях выходного редуктора, большое разнообразие видов движения выходного элемента (вращательное, поворотное, поступательное), малые габаритные размеры и вес, долговечность и надежность в работе.

Недостатками являются необходимость тщательного уплотнения в подвижных и неподвижных соединениях для предупреждения внешних утечек жидкости, изменение характеристик из-за колебаний окружающей температуры, небольшой КПД, затруднения в передаче энергии жидкости на большие расстояния, необходимость в специализированном источнике питания.

Гидравлические исполнительные механизмы дроссельного управления целесообразно применять в тех случаях, когда их выходная мощность не превышает 5 кВт. Однако для следящих систем, использующих обратные связи по нагрузке или скорости исполнительного