§ 16. Пневматические и гидравлические исполнительные механизмы

Гидравлические исполнительные механизмы. В деревообработке их применяют в виде поршневых, плунжерных и ротационных гид­родвигателей. Наибольшее применение нашли поршневые механизмы при давлении жидкости 25 10⁵ 250 10⁵ Па. Они предназначены для выполнения перемещений, которые требуют большого усилия. В гидроприводах деревообрабатывающей про­мышленности применяют ротационные насосы: радиальные, шесте­ренчатые, аксиальные и др.

Механизмы, как правило, не имеют возвратных пружин, и пе­ремещение поршня при возвратно-поступательном движении про­исходит под действием давления жидкости. Рабочий орган обычно связан со штоком цилиндра. Устройства состоят из трех частей: силовой, распределительной и рабочей. Силовая часть привода преобразует сообщаемую ей первичным двигателем энергию в энер­гию потока рабочей жидкости или сжатого воздуха. Силовой частью является гидронасос.

Радиально-поршневые насосы (рис. 33, а) осно­ваны на использовании вращения ротора 1 вокруг оси О₂, имею­щего эксцентриситет е относительно оси О₁. Поршни 2 совершают вращательное движение вместе с ротором и возвратно-поступатель­ное относительно него. Движение поршней обеспечивает всасы­вание жидкости в полость 4 и нагнетание в полость 3. Поршни должны быть прижаты к статору за счет пружин, что обеспечивает всасывание.

Производительность насоса где d — диаметр

поршня; h — его ход; Z — число поршней.

Производительность радиально-поршневых насосов может ре­гулироваться путем изменения величины эксцентриситета. При­меняют их для создания высокого давления (до 2000 Н/см²) при производительности до 400 л/мин.

Шестеренчатые насосы широко применяют в дерево­обработке. Основными элементами насоса являются ведущая 3 и ведомая 5 шестерни, расположенные в корпусе 2, с помощью которых жидкость переносится из полости всасывания 4 в полость нагнетания 1 (рис. 33, б, в). Производительность шестеренчатого насоса с одинаковыми размерами шестерен и числом зубьев Q = = D2mbn, где D — диаметр начальной окружности; т — модуль

зацепления; b — ширина шестерен; п — частота вращения веду­щей шестерни. В СССР их выпускают производительностью от 5 до 140 л/мин при давлении до 250 Н/см².

Рис. 33. Насосы:

a— радиально-поршневой насос; б — его разрез; в — шестеренчатый насос; г — прямо-ходный гидроцилиндр; д — мембранные механизмы: е — сильфонный механизм

Рассмотренные ротационные насосы относятся к обратимым гидромашинам, т. е. они могут работать в режиме насоса и в режиме двигателя.

Гидравлические цилиндры для привода рабочих машин с воз­вратно-поступательным движением являются основными гидро­двигателями в промышленности. Величина усилия прямоходных гидроцилиндров (рис. 33, в) определяется формулой F = S P—F_TP,

где Р — перепад давления на поршне; S — рабочая площадь поршня; S = 0,785 D_п²; F_TP — сила трения; F_TP = 0,785 (D_п²—d_ш²), где D_п — диаметр поршня; d_ш — диаметр штока.

Величина момента кривошипного механизма, связанного с гид­роцилиндром, определяется как М = Sr cos ( /2), где r — радиус кривошипа; — рабочий угол поворота. Силовые цилиндры мо­гут быть одностороннего и двухстороннего действия.

Скорость перемещения штока

Давление Р, необходимое для перемещения поршня, опреде­ляется силами F, приложенными к поршню.

Пневматические исполнительные механизмы. Их принцип дейст­вия отличается от гидравлических. Они весьма эффективны в де­ревообрабатывающей промышленности ввиду их пожаро- и взрыво-безопасности, а также более высокой экономичности по сравнению с гидравлическими. Но пневматические исполнительные элементы имеют недостаточно высокие перестановочные усилия.

В автоматических устройствах с пневматическими исполни­тельными механизмами применяют поршневые, мембранные, силь-фонные (рис. 33, г, д, е). Они состоят из цилиндра 1 и поршня 2.

Уравнение движения подвижных элементов механизмов запи­сывается

где F = S P — усилие на штоке, Р = Р₁—Р₂ — перепад дав­ления в полостях механизма, Н/см², S — эффективная площадь подвижного элемента, см²; F_c — сумма статических сил сопротив­ления, Н; т — приведенная масса перемещающихся элементов; х — перемещение приведенной массы.

Расчет усилий пневматических цилиндров аналогичен расчету гидравлических. При расчете диафрагмовых двигателей учитывают уменьшение усилия на штоке по мере увеличения его хода. Сни­жение усилия в данном случае происходит в связи с растяжением диафрагмы, поэтому стремятся ограничить ход штока х_ШТ : х_ш = = (0,2—0,25) D.

Усилие F в конце хода штока диафрагмового двигателя одно­стороннего действия определяется по формуле

где d_ш —диаметр опорного диска штока, см; Р₁ — давление сжа­того воздуха, Н/см²; R_n — усилие пружины возврата в конце хода штока, Н.