Золотниковые гидравлические распределители.

В золотниковых распределителях (рис. 6) измене­ние коммутации подведенных к ним гидролиний осуществляется при осевом смещении цилиндрического запорно-регулирующего элемента — золотника.

Рис. 6. Золотниковый распределитель

Золотник 4, имеющий два соединенных между собой буртика 3 и 5, расположен в продольной цилиндриче­ской расточке 2 корпуса 1. Рабочие каналы Р и А связаны с кольцевыми расточками 8, между кромками кото­рых 7 и кромками 6 буртов собственно и образуется проходное сечение распределителя. Перемещение зо­лотника в цилиндрической расточке возможно только при наличии зазора между ним и корпу­сом, что сопровождается утечками рабочей жидкости из-за разности давлений в рабочих каналах распределителя. Ограничить утечки можно уменьшая зазор, однако обеспечить зазор менее 10 мкм технологически трудно*.

При приложении управляющего воздействия на золотник распределителя приходится преодолевать толь­ко силы трения и возвратной пружины (при ее наличии). Силы же, создаваемые давлением жидкости, уравно­вешиваются благодаря равенству площадей противолежащих торцов золотника (золотник гидравлически разгружен).

Сила трения в золотниковой паре (золотник-корпус) зависит от времени пребывания золотника в состоя­нии покоя под давлением и возникает вследствие защемления буртиков, по которым происходит утечка рабо­чей жидкости. Защемление золотника обусловлено неравномерным распределением давления в диамет­ральном зазоре (рис. 7, а).

Рис.7. Действие давления на буртик золотника

Чтобы избежать защемления золотника, на его буртиках выполняют цилиндрические разгрузочные про­точки (рис. 7, б), в которых гарантировано наличие жидкости под давлением. Под действием давления по всему периметру буртика золотник оказывается как бы вывешенным в расточке на масляной пленке, что обес­печивает его нормальную подвижность.

Для страгивания с места золотника, который долго не двигался, необходимо большее усилие, чем для дальнейшего перемещения еще и в связи с облитерацией— зарастанием зазора адсорбированными на по­верхностях золотника и корпуса молекулами.

Рассмотрим некоторые конструкции золотниковых распределителей. На рис. 8 представлен гидравлический 3/2-распределитель с управлением от нажимной кнопки и пружинным возвратом (такой же как на рис.5). Когда управляющее воздействие на толкатель 1 отсутствует, пружина 3 устанавливает золотник 2 в крайнее левое положение, которое является для данной конструкции нормальной позицией. При этом канал Р перекрыт, а канал А связан с каналом слива Т. При на­личии управляющего воздействия на толкатель 1 (в данном случае при нажатии на кнопку оператором) золотник 2, сжимая пружину 3 смещается в правую позицию, при которой каналы питания Р и потребителя А соединяются, а ка­нал слива Т перекрывается. Линия дренажа L предусмотрена для отвода утечек.

Рис. 8.

3/2-гидро-распределитель

Традиционно 3/2-распределители используются для управления нереверсивными гидромоторами и гид­роцилиндрами одностороннего действия.

Для управления реверсивными гидромоторами и цилиндрами двустороннего действия обычно применяют 4/2 или 4/3 -распределители (рис. 9 и рис. 10).

Рис.9. 4/2-гидрораспределитель

Рис. 10. 4/3-гидрораспределитель с ручным управлением

При отсутствии управляющего воздействия, золотник 5 под действием пружин 4 и 6 устанавливается в нейтральную (среднюю) позицию, все каналы распределителя оказываются перекрытыми. При повороте ры­чага 1, он, вращаясь вокруг шарового шарнира 2, через толкатель 3 смещает золотник 5 в ту или иную сторону, что приводит к смене схемы коммутации каналов, согласно приведенному условному графическому обозна­чению.

В гидроприводе, схема которого изображена на рис. 11, в исходном положении (рис11, а) полости ци­линдра заперты, его выходное звено находится в позиции, определяемой предыдущей управляющей коман­дой. При переводе золотника распределителя посредством рычага в рабочую позицию а, шток цилиндра нач­нет втягиваться (рис. 11, б).

Рис. 11. Управление гидроцилиндром двустороннего действия посредством 4/3-распределителя

В момент, когда шток займет требуемое положение, управляющее воздействие на золотник прекращают. Это сопровождается автоматической (под действием центрирующих пружин) установ­кой золотника распределителя в нейтральную позицию 0 и остановку цилиндра в новом положении (рис. 11, в).

Пример переключения 4/3-распределителя представлен также на рис. 12.

В первой (исходной) позиции все линии, подходящие к гидрораспределителю, разобщены, т. е. пере­крыты. Во второй позиции попарно соединены линии Р я А, В я Т, ав тре­тьей — Р и В, А и Т. Такой гидрораспределитель является реверсивным, и используется очень часто в гидросхемах строительных и дорожных машин.

Рис. 12 Переключение 4/3-распределителя.

Позиции, которые могут занимать ЗРЭ трехпозиционных распределителей обозначают буквами «а», «в» и «0», где «а» — соответствует крайнему левому положению ЗРЭ, «в» — крайнему правому, а «0» — нейтральному или среднему положению. Двухпозиционные распределители могут занимать только положения «а» и «в.

Для систематизации разнообразных схемных решений распределителей каждому из них присвоен номер исполнения по гидросхеме.

В процессе переключения распределителей, по ходу перемещения золотников, также возможны различ­ные варианты коммутации каналов. Применение того или иного схемного решения решается в каждом конкретном случае в зависимости от требований конкретного гидропривода. Такое разнообразие схем коммутации каналов в рабочих и переходных позициях обеспечивается различ­ным конструктивным исполнением золотников (рис. 12).

Рис. 12. Примеры реализации разных схем соединения в нейтральной позиции

В зависимости от геометрии и взаимного расположения буртиков золотника и цилиндрических расточек корпуса распределителя по перекрытию проходных каналов золотником в его исходной позиции различают положительное, отрицательное и нулевое перекрытие (рис. 13, 14, 15 ). В гидрораспределителях с по ложительным перекрытием (рис. 4.4, а) длина h рабочего пояска золотника больше длины расточки t в корпусе, поэтому поясок золотника при симметричном положении по отношению расточки перекрывает проходной канал на длине

∆l= (h— t)/2.

Рис. 14. Регулировочная (а) и гидравлическая (б") характеристики двухлинейного гид­рораспределителя

В гидрораспределителях с отрицательным перекрытием (рис. 13, б) длина h рабочего пояска меньше длины расточки t в корпусе, в результате в нейтральной позиции золотника по обеим сторонам его пояска образуется зазор

—∆l == (h - 0/2.

В гидрораспределителе с нулевым перекрытием (рис. 13, в) t = h и ∆l — 0.

Регулировочная характеристика(рис. 14, а) определяет зависимость рас­хода рабочей жидкости Q от перемещения золотника /; Q = f (l). Обычно ее строят для нескольких перепадов давления на кромках золотника и крутизну наклона оценивают коэффициентом усиления по расходу

Ко —∆ Q/∆l,

который харак­теризует быстродействие распределительного устройства.

Гидравлическая характеристика(рис. 14, б) определяет величину потерь давления Δр при прохождении жидкости через гидрораспределитель в зависи­мости от расхода Q при различных позициях золотника. Перепад давления и рас­ход жидкости через гидрораспределитель связаны уравнением

Q = μ f υ_t = μ f (2∆p/p)^1/2= μπd₃ l(2∆p/p)^1/2

где μ = Q_d./Q_r — коэффициент расхода, определяемый для конкретного гидрораспреде­лителя проливками рабочей жидкости (здесь Q — действительный (измеренный) расход рабочей жидкости; Q_T — теоретический расход, вычисленный по зависимости Q_T = V_тf = f (2∆p/ρ)^1/2; f = nd₃l — площадь сечения проходного канала гидрораспределителя (здесь d₃ — диаметр золотника; l — ход золотника);

V_T = 2∆р/ρ — расчет­ная (теоретическая) скорость потока (здесь ∆р — разность давлений на входе в гидро­распределитель и на выходе из него; ρ — плотность жидкости).

Рис.14.

Рис. 15. Виды перекрытий золотников

Главным недостатком золотниковых распределителей является их негерметичность. Величина перетечек зависит от величины диаметрального зазора между золотником и корпусом, вязкости рабочей жидкости и осо­бенно от величины давления. Обычно эти перетечки незначительны, однако в ряде случаев, когда они недо­пустимы, распределители такого типа не используют.

В реальных условиях течения рабочей жидкости через гидрораспределитель, представляющий собой сложное местное сопротивление с короткими каналами, средняя скорость потока будет отличаться от ее расчетного значения. Коэффи­циент местных гидравлических потерь представляет собой отношение перепада давления ∆р_г, создаваемого дросселированием потока на кромках золотника, к скоростному напору жидкости, т. е.

Реально средняя скорость потока примерно равна

V = (2∆p_г/ρ)^1/2

Поскольку течение реальной жидкости через гидрораспределитель сопря­жено со сложной деформацией потока вследствие возмущающего действия пово­ротов, сужений и резких расширений при различных позициях золотников, то при изотермическом режиме течения коэффициенты местных сопротивлений изме­няются в пределах переходной зоны

Re_{кp min} < Re <Re_кpmax.

Исследованиями потерь давления в секционных гидрораспределителях типа Р при низких темпе­ратурах установлено, что зависимость ζ = l(Re) в переходной зоне существенно не однозначна. Особенно четко это проявляется при Re = 200÷2000, когда ζ, может изменяться в 1,5—2 раза при постоянном числе Re .

Гидравлическая характеристика гидрораспределителя с достаточной для практических целей точностью может быть определена по формуле:

∆p= ζ∙(ρ/2)∙(Q²/f²)

Величина 2 ∆l характеризует зону нечувствительности двухлинейного гидрораспределителя при перемещении золотника из исходной позиции. Гидрораспределитель с положительным перекрытием проходного канала имеет регулиро­вочную характеристику (линия 1 на рис. 14, а) с зоной нечувствительности, равной перекрытию ∆l. Такие гидрораспределители широко применяют в гидро­системах мобильных машин и в автоматических системах регулирования с вы­сокой динамической устойчивостью, особенно в случаях, когда утечки в ней­тральной позиции или в начале хода золотника должны быть минимальными, а жесткость (чувствительность к нагрузке) должна быть высокой.

Гидрораспределители с отрицательным перекрытием проходного канала имеют наибольшую зону нечувствительности (см. рис. 14, б). Регулировочная характеристика при постоянном давлении на входе и нулевом на выходе имеет из­лом на длине хода, равный отрицательному перекрытию 2 ∆l (линия 3 на рис. 14,а). Эти гидрораспределители рекомендуется применять в гидросистемах, для которых максимальные утечки не являются определяющими факторами, например, для обеспечения разгрузки насоса и свободного («плавающего») перемещения испол­нительного механизма под действием внешней нагрузки, для дифференциального питания гидроцилиндра с односторонним штоком или плунжерного гидроцилин­дра типа размыкателя тормоза в грузоподъемных лебедках.

Недостатком гидрораспределителей с отрицательным перекрытием является потеря расхода и дросселирование потока рабочей жидкости при нейтральной или близкой к нейтральной позиции золотника.

Гидрораспределитель с нулевым перекрытием рабочего окна (∆l =0) не имеет зоны нечувствительности, он обладает высоким быстродействием, имеет линей­ную зависимость расхода жидкости Q через проходной канал от перемещения золотника. Следовательно, это идеальный гидрораспределитель, имеющий важ­ные эксплуатационные свойства для следящих гидроприводов и средств гидро­автоматики. Однако следует иметь в виду, что обеспечить выполнение нулевых перекрытий в гидрораспределителях с цилиндрическими золотниками, особенно в четырехлинейных, при серийном производстве очень трудно из-за высоких требований к точности и стабильности размеров. В необходимых случаях для этих целей применяют плоские золотники.

При разработке направляющих гидроаппаратов требуется найти диаметры проходных каналов и золотника, рабочий ход последнего и действующие на него усилия. Для анализа динамики системы управления необходимо определить крутизну регулировочной характеристики, а для выбора насоса питания — наибольшие подачу и мощность. Исходными данными для расчета являются характер и величина внешней нагрузки.

Для строительных и дорожных машин наиболее распространенным режи­мом является режим при синусоидальном изменении скорости исполнительных механизмов. Максимальную силу F_{H max}, развиваемую штоком гидроцилиндра для привода исполнительного механизма возвратно-поступательного движения, или максимальный крутящий момент М_гм. _так, развиваемый гидромотором для привода исполнительного механизма вращательного движения, определяют по уравнениям

F_{H max} = k_3и F_н

М_гм max = k_3и М_н

где k_3и —коэффициент запаса нагрузки (можно принимать в пределах 1,25 — 1,5); F — сила, приложенная к штоку гидроцилиндра; М_н — момент на выходном валу гидромотора.

Наибольший расход жидкости Q_max. потребляемый исполнительным меха­низмом, определяется геометрическими размерами его силовых органов и наи­большей скоростью гидродвигателя в соответствии с техническими условиями. Для гидроцилиндра

Q_max= f_п v_{п max}

для гидромотора

Q_max=V₀ ω_max.

здесь f_n — площадь поршня; v_{п max} — максимальная скорость движения поршня гидро­цилиндра; V_o — рабочий объем. ω_max.— максимальная угловая скорость вала гидро­мотора.

Условный проход D_y внутренних каналов направляющих гидроаппаратов и коротких трубопроводов (до 0,5 м) определяют по формуле

D_у = (4Q_max/4π V_доп)^1/2

где V_доп —допустимая скорость потока (выбирают в зависимости от номинального дав­ления).

Диаметр запорно-регулирующего элемента (золотника)

d₃= l,04{Q_max/[(l-χ²)v_доп]}^1/2.

где χ = d_ш /d_з— отношение диаметра шейки золотника к его номинальному диаметру; конструктивно с учетом размеров нормальных диаметров, установленных ГОСТ 12447 — 80, принимают: d_ш /d_з = 8/12; 10/16; 12/20; 14/25; 16/32; 18/40; 20/50.

Наибольшая площадь поперечного сечения проходного канала направля­ющего гидроаппарата

f_max = Q_max/V = Q_max /[2Δp_г/(ζρ)]^1/2

или

f_max= Q_max/[μ(2∆p/ρ)^1/2]

где ∆р — перепад давления, который можно представить в виде разности потерь давле­ния на входе (в напорной линии) и выходе (в сливной линии) (∆р = Р_н — Р_с) гидроаппа­рата и потерь давления ∆ р₃ непосредственно в рабочих окнах гидроаппарата, следо­вательно,

∆ р_г = (∆р—∆р₃)/2.

Скорость потока рабочей жидкости в рабочих каналах корпуса гидрорспре­делителя с учетом гидродинамических сил, создаваемых струей потока,

V = μ(2/ ρ)^1/2∙(Δp)^1/2

где μ — коэффициент расхода (для рабочих жидкостей;

при Re > 200 можно принимать μ = 0,62-4-0,65, а при Re < 200 μ= 0,5).

Минимальное перекрытие Δl выбирают в зависимости от диа­метра золотника d₃:

d_з, мм .... 6-10 10-25 25-40 40-50

∆l, мм .... 1-2 3 4 — 5 6

Длина рабочего пояска золотника h = t + 2 ∆l, откуда длина расточки в корпусе гидрораспределителя t = h — 2∆l

Ход золотника в обе стороны от среднего положения l = t+2Δl.

Расстояние между осями каналов рабочих отводов /_к = h + t

Конструктивный зазор между золотником и корпусом

ε₀ = (d₀ – d_з)/2,

где d₀ — внутренний диаметр отверстия в корпусе.

Рекомендуемый конструктивный зазор в золотниковых гидроаппаратах d₀ > d₃/ 2,5

С учетом изменения давления и температуры радиальный зазор

ε = ε ₀ + ∆ε_p + ∆ε_т

где ∆ε_p ; ∆ε_т — изменения зазора в зависимости от давления и температуры рабочей жидкости, соответственно.

Изменение зазора в золотниковых распределителях от действия давления р_н рабочей жидкости

где р_н –давление в напорной гидролинии; d_з, – наружный диаметр золотника; d_к диаметр корпуса (гильзы) распределителя; Е – модуль упругости материала корпуса распределителя;

μ – коэффициент Пуассона, характеризующий упругие свойства материала в пределах действия закона Гука.

если для стальных и чугунных корпусов пренебречь деформацией от внутреннего давления жидкости, то радиальный зазор

ε = ε ₀ + d_з∙Δα∙ΔТ

где Δα= Δα_А- Δα_В – разность коэффициентов линейного расширения материалов сопряженных деталей корпуса Δα_А и золотника Δα_В, значения которых относятся к средней температуре +20 С⁰; ΔТ= Т –Т₀ – разность между температурой материала сопряженных деталей (Т_А-Т_В=Т) и исходной (начальной) температурой.

Суммарная осевая сила. необходимая для перемещения золотника

ΣF_з = F_тр + F_гд +F_пр +F_и ,

где F_тр – сила трения (F_тр = F_{тр.покоя}+ F_В), F_В- сила трения со смазочным материалом; F_гд –гидродинамическая осевая сила; F_пр- сила сжатия пружины; F_и- сила инерции.

Сила трения не является постоянной величиной и зависит от времени на­хождения золотника под давлением в неподвижном состоянии, от типа и качества уплотнений, точности и чистоты обработки сопряженных поверхностей трения, реологических свойств рабочих жидкостей. Для ряда секционных гидрораспредели­телей, подверженных влиянию низких температур, экспе­риментально установлено, что сила трения покоя, включающая силу инер­ции золотника, после выдержки 8—10 мин составляет 80—140 Нив зависимости от температуры рабочей жидкости составляет 0,23—0,34 общей силы, затрачи­ваемой на перемещение золотника. Сила трения со смазочным материалом

F_B = ν ρ υ₃ f_щ/ε

где ν — кинематическая вязкость жидкости; ρ — плотность рабочей жидкости; υ₃— скорость движения золотника относительно корпуса (гильзы); f_щ — площадь дроссель­ной щели, перекрываемой золотником; ε — радиальный зазор между золотником и кор­пусом гидрораспределителя.

Гидродинамическая (реактивная) осевая сила F_гд, создаваемая потоком жидкости и действующая на золотник в сторону закрытия рабочего окна при перемещении золотника из нейтральной позиции в рабочую, для четырехлиней­ного гидрораспределителя определяется из зависимости

,

где Q — расход жидкости; ∆ р — перепад давления в дроссельной щели; α —угол наклона потока относительно оси золотника при вытекании жидкости из кольцевой проточки корпуса гидрораспределителя.

Для гидрораспределителя с профилем шейки золотника, при которомкомпенсируется осевая гидродинамическая сила

где β – угол наклона потока относительно оси золотника при входе жидкости в кольцевую проточку корпуса распределителя.

Гидродинамическое уравновешивание наступит при b< α, т.е. когда действующая на золотник сила F_гд. _c будет направлена в противоположную сторону (в сторону открытия рабочего канала гидрораспределителя).

Усилие сжатия пружины, обеспечивающее принудительное возвращение золотника в нейтральную позицию,

F_np= k d₃ l₃ p_H f_тр,

где k = 0,15 ÷ 0,13 —коэффициент, зависящий от точности изготовления золотниковой пары; численное значение k принимают большим при меньших значениях d₃ и l₃; l₃ — максимальная длина золотника, на которой возможно одностороннее (неуравновешенное) рабочее давление; f_тр — коэффициент трения золотника о корпус или гильзу.

Сила инерции определяется ускорением а и приведенной массой m золот­ника и перемещающихся с ним деталей:

F_u = ma.