Принцип действия самолетных гидравлических приводов объемного типа

Из трех известных в гидравлике форм механической энергии жид­ кости для рассматриваемых в настоящей книге гидравлических систем (приводов) объемного типа наиболее важной является энергия давле­ ния, которая легко преобразуется в механическую работу с помощью простейших гидравлических устройств (гидродвигателей).

Для вспомогательных, главным образом командных, целей исполь­ зуется также кинетическая форма энергии, которая может быть выра­ жена формулой

где т — масса жидкости весом G, обладающая скоростью и\ g — ускорение силы тяжести.

Отнеся эту энергию к единице веса жидкости, получим уравнение удельной энергии (скоростного напора), выражаемой обычно в едини­ цах высоты столба жидкости (ж, см9мм) :

GU2 _ ц2

(2)

Третьей формой энергии — энергией положения в рассматриваемых здесь приводах обычно пренебрегают. Последнее объясняется тем, что давления, обусловленные разностью высот между отдельными элемен­ тами гидросистемы, несоизмеримо малы в сравнении с действующими в ней статическими давлениями жидкости, что позволяет гидростатиче­ ским напором без большой погрешности в большинстве расчетов (исклю­ чая расчеты всасывающих характеристик насосов) пренебречь.

В летательных аппаратах применяются, как уже было указано, гидросистемы (гидроприводы) объемного типа, которые обеспечивают благодаря высокому объемному модулю упругости жидкости практи­ чески жесткую связь между ведущим и ведомым звеньями гидравличе­ ского механизма.

Принцип их действия основан на законе Паскаля, гласящем, что всякое изменение давления в какой-либо точке покоящейся капельной жидкости, не нарушающее ее равновесия, передается в другие точки без изменения. Следовательно, если к поршню площадью f заполненного жидкостью закрытого сосуда приложим силу Р, то она уравновесится

Р

силой давления жидкости р = — на этот поршень и в соответствии с ука­

занным законом это давление будет действовать в любой точке жидко­ сти (трением поршня пренебрегаем), а следовательно, и на поверхности сосуда (рис. 2,а).

Положение сохранится, если в качестве сосуда возьмем два закры­

pi = —1, развиваемое силой Ри будет действовать по закону Паскаля и

/1

на поршень а2 (потерями напора в трубопроводе пренебрегаем).

* Значение величин, входящих в настоящее выражение, равно как и во все вы­ ражения, приводимые в дальнейшем, можно брать, за исключением особо оговоренных случаев, в любых согласованных размерностях.

10

Нетрудно видеть, что при полной герметичности сосудов 1 и 2 и практической несжимаемости жидкости перемещения поршней ai и й2 будут связаны уравнением равенства описываемых ими объемов:

где hu h2 и fu f2— соответственно перемещения и площади поршней

й \ И 012-

Рис. 2. Схема, иллюстрирующая закон Паскаля (а), и принципиальная схема гидропривода (б)

На основании уравнения (3) можно составить следующие выра­ жения:

(4)

Пренебрегая гидравлическим сопротивлением и трением поршней а, и а2 при их движении (принимая pi = p2 = p), можно также написать

и

Считая, что перемещение поршня а\ на величину пути h\ произошло за время t, находим скорость движения поршня:

и__h ±

U l ~ t •

Произведение силы Ри действующей (приложенной) на поршень аи на скорость U\ его движения даст выражение мощности

W = P\U\ = pf\U\.

Учитывая, что произведение U\f\ выражает расчетный расход жид­ кости Q, а также выполнив подстановки, связанные с преобразованием последнего выражения в общепринятые единицы измерения, получим выражение мощности в этих единицах.

где Q — расчетный расход жидкости (соответствует объему, описывае­ мому рабочими элементами насоса) в смг/сек;

р — давление жидкости в кГ/см2.

Для распространенной в практике размерности расхода Q л/мин выражения мощности примут вид:

Из схемы, представленной на рис. 2, б, видно, что приведенные зави­ симости будут справедливы и в том случае, если в качестве насоса использовать сосуд 2 и в качестве двигателя — сосуд 7, т. е. рассмот­ ренная система является обратимой. Это свойство обратимости важно для гидравлических систем ротативного (вращательного) действия, в ко­ торых в качестве насоса и двигателя можно использовать конструктив­ но одинаковые агрегаты.

На рис. 3,а показана упрощенная схема гидравлической передачи с гидродвигателем прямолинейного возвратно-поступательного движе­ ния.

Передача состоит из насоса 1 с резервуаром 5 и гидравлического двигателя (силового цилиндра) 2, соединенных маслопроводами. Реверс гидродвигателя (изменение направления движения штока сило­ вого цилиндра) осуществляется распределительным устройством (кра­ ном) 3, с помощью которого изменяется направление потока жидкости от насоса к двигателю.

В положении распределителя (крана) 3, представленном на рис. 3, а, жидкость от насоса 1 поступает в левую полость силового ци­ линдра 2, перемещая его поршень в правую сторону. Жидкость же, вы­ тесняемая поршнем из правой (нерабочей) полости цилиндра 2 по слив­ ным трубопроводам и распределитель 3, удаляется в резервуар (бак) 5

При установке (повороте) распределителя 3 в противоположное по­ ложение жидкость от насоса 1 будет поступать в правую полость ци­ линдра 2 и отводиться в бак 5 из левой его полости; поршень в этом случае будет перемещаться в левую сторону. При повышении давления жидкости сверх расчетной величины откроется предохранительный кла­ пан 4 и жидкость от насоса через него будет поступать (переливаться) в бак.

На рис. 3, б и в представлены схемы гидравлической передачи с гид­ родвигателем (гидромотором) 2 вращательного движения. Реверс гид­ равлического двигателя 2 этих гидропередач осуществляется либо с по­ мощью распределительного устройства 3 (рис. 3,6), либо путем изме­

12

нения направления потока жидкости самим насосом 1 (рис. 3,в). В по­ следнем случае система должна быть снабжена обратными клапанами 7, которые отсоединяют нагнетательную линию от бака 5, и одновременно обеспечивают подпитку всасывающей полости насоса в случае, если в ней создается вакуум в результате утечек жидкости.

Очевидно, что при условии герметичности гидроагрегатов и практи­ ческой несжимаемости жидкости выходное звено двигателя будет пере­ мещаться (или вращаться) с определенной скоростью, при которой будет обеспечено соблюдение условия QH=Q ^ где QHи Qд — теоретиче­ ские расходы насоса и гидродвигателя в единицу времени.

Рис. 3. Принципиальные схемы гидравлических приводов прямолинейного (а) и вращательного (б и в) движений

Регулирование скорости гидродвигателя осуществляется в мощных передачах (мощность более 5 л. с.) изменением расхода (производитель­ ности) насоса, а в передачах меньших мощностей — посредством дрос­ селя 6 (см. рис. 3,а и б), с помощью которого часть жидкости будет от­ водиться через предохранительный (переливной) клапан 4 в бак 5. При полном перекрытии трубопровода дросселем 6 вся жидкость будет уда­ ляться в бак и скорость гидродвигателя 2 будет равна нулю.

Нетрудно видеть, что дроссельное регулирование связано с потерей мощности и нагревом жидкости, поскольку энергия, соответствующая расходу жидкости через клапан 4 в бак, под давлением его настройки превращается в тепло.

Применяемые давления и расходы жидкости (мощность)

Объемный насос может развить в принципе любые давления, при которых жидкости сохраняют свои свойства. Так, например, в лабора­ торных условиях достигнуты давления порядка 100 000 кГ/см2 и выше. Однако жидкости можно подвергать только ограниченным давлениям, так как практически большинство из них, в том числе и жидкости нефтя­ ного происхождения, при давлениях порядка 20 000—30 000 кГ/см2 пре­ вращаются в твердое тело. Например, ©ода при 20° С превращается в твердое тело при давлении 8400 кг/см2. Следовательно, при столь вы­ соких давлениях, как 100 000 кГ/см2, напряжения в жидкости можно отнести к гидростатическим лишь условно и следует ожидать возникно­

13