Исполнительные механизмы автоматических систем

Исполнительные механизмы с дроссельным управлением.

Гидравлические исполнительные механизмы с дроссельным регулированием работают при постоянном давлении рабочей жидкости.

В качестве управляющих устройств используются главным образом золотниковые пары, в некоторых случаях, преимущественно в маломощных механизмах, - дроссели "сопло - заслонка". В зависимости от числа управляющих дросселей гидравлические исполнительные механизмы разделяются на одно-, двух - и четырехщелевые (рисунок 3.1).

Рисунок 3.1 - Схемы устройства гидравлических исполнительных механизмов с дроссельным управлением: а -однокромочный; б - двухкромочный; в - четырехкромочный; ро - давление в напорной магистрали; рсл - давление слива; х - перемещение золотника; v - скорость перемещения поршня силового цилиндра

Перемещение поршня каждого из представленных на рисунке механизмов происходит за счет изменения площади поперечного сечения окон золотника, определяемого его смещением со среднего (нейтрального) положения.

Существуют три варианта конструктивного выполнения золотниковых пар. В первом варианте ширина рабочего пояска золотника превышает ширину канавки или отверстия во втулке, так что при среднем положении золотниковой пары отсутствует проток рабочей жидкости (золотник с перекрытием), во втором - перекрытие равно нулю, так что рабочие кромки золотника, находящегося в среднем положении, совпадают с рабочими кромками втулки (идеальный золотник); в третьем варианте золотниковая пара имеет начальные осевые зазоры, а вместе с тем и проток рабочей жидкости.

Применение золотников с перекрытием понижает чувствительность исполнительного механизма. Однако перекрытия могут быть полезны, если необходимо отфильтровать случайные колебания золотника или когда для уменьшения силы сухого трения золотник подвергается принудительной продольной вибрации (осциллированию) в пределах осевых перекрытий.

Золотники с небольшим начальным осевым зазором, не превышающим радиального, существенно повышают чувствительность механизма. При увеличении начального осевого зазора чувствительность падает. Одновременно возрастает позиционная ошибка при движении нагруженного поршня и непроизводительно увеличивает расход жидкости.

На рисунке 3.2 приведены скоростная, силовая и внешняя характеристика исполнительного четырехкромочного механизма, представленного на рис.10, в.

Рисунок 3.2 - Характеристика гидравлического исполнительного механизма с дроссельным управлением: а - скоростная; б - силовая; в - внешняя.

Характеристики построены в безразмерных координатах для идеального золотника. На рисунке обозначены: - безразмерная скорость поршня - безразмерное перемещение золотника;

?

- отношение перепада давления на поршне, создаваемого нагрузкой, к давлению питания.

Особенность исполнительных гидравлических механизмов с дроссельным управлением заключается в том, что вся энергия жидкости при отсутствии внешней нагрузки расходуется на преодоление гидравлических сопротивлениях в окнах золотника и, следовательно, превращается в тепло. В связи с этим гидравлические исполнительные механизмы с дроссельным управлением имеют низкий к. п. д.

Преодоление механизмом внешней нагрузки осуществляется за счет уменьшения энергии гидравлических потерь, а следовательно, и перепада давлений на окнах золотника. При этом скорость движения исполнительного двигателя уменьшается.

Исполнительные механизмы с дроссельным управлением работают, как правило, от насоса постоянной производительности и при постоянном давлении питания, поддерживаемого переливными клапанами. В ряде случаев для повышения общего к. п. д. механизмы питаются от насоса регулируемой производительности, работающих совместно с гидравлическими аккумуляторами.

Основным преимуществом гидравлических исполнительных механизмов с дроссельным управлением является высокое быстродействие, обусловленное малым перемещением золотника и большим коэффициентом усиления по давлению. Их применение целесообразно в тех случаях, когда поток жидкости, поступающий в золотник, должен развивать мощность 0,2…10 КВт.

Гидравлические исполнительные механизмы со струйным управлением.

Рисунок 3.3 - Схема устройства гидравлического механизма со струйным управлением: х - перемещение конической насадки струйной трубки; щ -угловая скорость поворота (реверсируемого) выходного вала

При симметричном расположении насадки струйной трубки относительно приемных отверстий количество поступающей в них жидкости одинаково. Поэтому поршень находится в покое. При повороте трубки соотношение количества жидкости изменится, а вместе с тем начнется движение поршня.

Недостатком механизмов со струйным управлением является постоянный расход жидкости через насадку трубки. Поэтому их к. п. д. ниже, чем у механизмов с дроссельным управлением. Применение гидравлических исполнительных механизмов со струйным управлением целесообразно в сравнительно маломощных системах. Часто такие механизмы используются в качестве управляющих устройств более мощных механизмов дроссельного или объемного управления.

Преимуществом гидравлических механизмов со струйным управлением является их высокая надежность, обусловленная отсутствием малых зазоров во всем гидравлическом тракте.

Гидравлические исполнительные механизмы с объемным управлением.

Гидравлические исполнительные механизмы с объемным регулированием управляются за счет изменения производительности насоса, подающего рабочую жидкость в гидравлический двигатель с вращательным движением. В качестве рабочей жидкости применяют нефтяные масла, синтетические жидкости, спирто-глицериновая смесь и др.

Управляющими устройствами в этих механизмах (рисунок 3.4) служат насосы переменной производительности, имеющие возможность реверса потока жидкости.

Рисунок 3.4 - устройства гидравлического исполнительного механизма с объемным управлением.

Наибольшее распространение нашли насосы с аксиальным и радиальным расположением цилиндров. В обоих случаях регулирование производительности осуществляется за счет изменения рабочего хода поршней.

Для надежной работы исполнительных механизмов, имеющих замкнутую цепь циркуляции рабочей жидкости, обычно используют дополнительные насосы подкачки. Эти насосы необходимы для предупреждения возникновения кавитационных режимов в гидравлических магистралях при реверсах выходного вала гидромотора.

Известны две конструктивные разновидности гидравлических исполнительных механизмов с объемным управлением:

1) совмещенный вариант, в котором управляющий насос, гидромотор, насос подкачки и вспомогательные клапаны выполняются в виде единого агрегата, и 2) раздельный, в котором гидромотор представляет самостоятельную конструкцию, расположенную на некотором расстоянии от насоса.

Особенностью гидравлических механизмов с объемным управлением является то, что большая часть потребляемой ими энергии расходуется на преодоление внешней нагрузки. Поэтому они имеют высокий к. п. д. и жесткие внешние характеристики (рисунок 3.5).

Рисунок 3.5 - Характеристика гидравлического исполнительного механизма с объемным управлением: а - скоростная в безразмерных координатах; б - силовая; в - внешняя

Недостатком механизмов с объемным управлением является сравнительно низкое быстродействие, обусловленное значительным временем полного изменения производительности насоса. Применение таких механизмов целесообразно в тех случаях, когда потребная выходная мощность превышает 2 КВт. Верхний предел выходной мощности практически не ограничен.

Результирующий вращающий момент, создаваемый на валу гидропривода, определяется как средний суммарный момент за один оборот вала по формуле:

,

где z - число цилиндров; R - радиус диска; гc - средний угол наклона диска сервомотора; d - диаметр поршня; pн - давление на стороне нагнетания; pвс - давление на стороне всасывания.

Полный к. п. д. гидропривода выражается формулой:

з = зvзгзнмзс,

где зv - объемный к. п. д., характеризующий объемные потери; зг - гидравлический к. п. д., учитывающий потери давления; знм - механический к. п. д. насоса; зс - механический к. п. д. сервомотора.

Передаточная функция гидравлического исполнительного элемента роторного типа с учетом сжимаемости жидкости в первом приближении будет иметь вид:

,

;

;

,

где V- объем жидкости в гидроприводе; J - приведенный момент инерции сервомотора и нагрузки; E - коэффициент упругости жидкости; ky-коэффициент утечки; x - управляющее воздействие (угол наклона диска, величина эксцентрициента и т.д.); - определяется по статической характеристике насоса.

По движению выходного вала гидродвигатели делятся на гидродвигатели возвратно-поступательного движения (поршневые двигатели) и гидродвигатели вращательного движения или гидромоторы (применяются в гидравлических исполнительных устройствах с объемным регулированием).

Основные конструктивные схемы поршневых двигателей показаны на рисунке 3.6

Рисунок 3.6 - Схемы поршневых двигателей. а - простого действия; б - двойного действия

В поршневом двигателе простого действия (рисунок 3.6, а) движение поршня 2 вправо производится усилием давления Р рабочей жидкости, подводимой в полость силового цилиндра 3 через штуцер 1. Движение поршня влево осуществляется за счет усилия пружины 4. При этом жидкость из полости силового цилиндра 3 отводится через штуцер 1. Шток 5 с одной стороны жестко связан с поршнем 2, а с другой стороны - объектом управления или с его органами.

В гидроцилиндре двойного действия (рисунок 3.7) движение поршня 2 в ту или другую сторону осуществляется усилием давления Р рабочей жидкости.

Рисунок 3.7 - Схема поршневого двигателя с шатунно-кривошипным механизмом

При подаче жидкости в полость силового цилиндра через штуцер 1 поршень 2 со штоком 5 перемещается вправо и через штуцер 4 осуществляется слив жидкости (на рисунке показано сплошными стрелками). Для перемещения поршня влево жидкость подается через штуцер 4, а слив ее осуществляется через штуцер 1 (на рисунке показано пунктирными стрелками).

В приведенных конструкциях поршневых двигателей ход поршня обычно не превышает 3500 мм.

В поршневых двигателях поступательное движение поршня 2 может быть преобразовано во вращательное движение вала 7 с помощью шатунно-кривошипного механизма, состоящего из тяг 4 и 5 (рис.16). В этом случае, как правило, используются поршневые двигатели двойного действия. Принцип работы такого поршневого двигателя состоит в следующем. При подаче жидкости в полость силового цилиндра 3 через штуцер 1 поршень 2 перемещается вправо, например, на расстояние l. В этом случае поршень 2 и тяга 4 и 5 шатунно-кривошипного механизма занимают положение, показанное на рисунке пунктиром. Вал 7 поворачивается на угол б. Через штуцер 6 поршень 2 перемещается влево и через тяги 4 и 5 шатунно-кривошипного механизма осуществляет вращение вала 7.

Диаметры цилиндров и ходы поршневых исполнительных механизмов общепромышленного назначения относительно невелики. Гидроцилиндры же большого диаметра (150 с и более), равно как и цилиндры с большим ходом поршня, являются, как правило, устройствами не общепромышленного, а специального назначения и обычно встраиваются в автоматизируемый агрегат, являясь неотъемлемой частью.

Гидромоторы и другие гидравлические устройства вращательного движения (многооборотные) в качестве гидравлических исполнительных механизмов применяются относительно редко.

Основными достоинствами гидравлических двигателей является то, что они допускают значительные кратковременные перегрузки (до 5 - 7-кратных), характеризуются большими выходными моментами или усилиями при малых габаритах и могут обеспечить угловые ускорения свыше 20000 рад/сІ.

К существенным недостаткам можно отнести большую массу, значительную мощность управления, а также трудности ликвидации повреждений. Поэтому гидравлические исполнительные устройства чаще всего применяют в системах, где необходимо кратковременно развивать значительные усилия и моменты.

Гидродвигатели

Преобразование энергии потока жидкости в механическую энергию и перемещение выходного звена (вала, штока) происходит в гидродвигателе.

Различают гидродвигатели с поступательным движением выходного звена; поворотные с ограниченным углом поворота выходного звена 4 гидродвигатели с неограниченным вращательным движением выходного звена (гидромоторы).

Таблица 7 - Основные типы гидродвигателей, их назначение

103

103

Гидромоторы.

Из большого количества гидромоторов для средств автоматизации применяются в основном аксиально-поршневые, радиально-поршневые и лопастные.

Величина вращающего момента гидромотора с постоянным рабочим объемом. Развиваемая на его валу. Не зависит от скорости вращения вала и может быть рассчитана по формуле

М = 0,159Дpqз, или М = qудДpз,

где Дp - перепад давления, создаваемый нагрузкой.

Наибольший вращающий момент, который может быть получен от гидромотора данного размера, зависит от принятого для него максимально допустимого давления. На рисунке 3.8 показан аксиально-поршневой гидромотор с неподвижным блоком, наклонной шайбой и дисковым распределением.

Рисунок 3.8 - Аксиально-поршневой гидромотор с неподвижным блоком

Жидкость, нагнетаемая через штуцер 2, попадает в цилиндры через окна в торце блока 6. Жидкость воздействует на поршни 4, которые давят на шайбу подшипника 5. Благодаря наклону оси подшипника к оси вала 7 возникает тангенциальная сила, вращающая вал и перемещающая распределительный диск 3 за счет эксцентричности пальца 1. Одновременно с этим цилиндры, окна которых соединены с полостью 8, сообщаются со сливом. И поршни, перемещаясь, выталкивают отработавшую жидкость в сливную полость 8. По мере вращения вала диск соединяет все новые и новые цилиндры с полостью нагнетания, а другие - со сливной полостью 8.

Гидромоторы этого типа имеют особо малый момент инерции вращающихся частей и, следовательно, большую приемистость, однако для обеспечения высокого объемного к. п. д. требуют малых зазоров и высокой точности изготовления распределительного диска и сопряженных с ним деталей. Тангенциальная сила, действующая на поршень, может вызвать него защемление, поэтому обычно угол наклона шайбы не превышает 20є.

В конструкции аксиально-поршневого гидромотора типа МГ-15 с вращающимся блоком, наклонной шайбой и торцовым распределением устранены некоторые недостатки описанного выше гидромотора, но получен несколько больший момент инерции вращающихся частей. Применение блока из двух частей обеспечивает его самоустановку и разгрузку торцовой опорной поверхности то радиальных и тангенциальных сил.

Приведенные выше гидромоторы не могут использоваться как насосы. Работающие на самовсасывание, так как их поршни не соединены с наклонной шайбой и при вращении вала не могут перемещаться. Они могут работать в качестве насоса лишь при условии подпора в линии всасывания.

Распределение жидкости и принцип действия аксиально-поршневого гидромотора типа ПМ с наклонным блоком цилиндров, торцевым распределением и двойным несиловым карданом аналогичны предыдущим гидромоторам (рисунке 3.9).

Рисунок 3.9 - Аксиально-поршневой гидромотор с наклонным блоком

В этой конструкции гидромоторов наклон блока может быть увеличен до 30є, что ведет к повышению к. п. д. и увеличению рабочего объема при тех же диаметрах блока и цилиндров. В тихоходных гидромоторах этот угол может быть увеличен до 45є. Шарнирная связь поршней с валом позволяет использовать гидромотор в качестве насоса постоянной производительности с самовсасыванием.

Радиально-поршневые гидромоторы по своей схеме аналогичны радиально-поршневым насосам. В гидромоторах только принимаются меры для уменьшения потерь на трение. Кроме того, радиально-поршневые гидромоторы могут быть многоходовыми, т.е. за один оборот вала их поршень может совершать несколько рабочих ходов.

На рисунке 3.10 показана схема четырехходового радиально-поршневого гидромотора с цапфенным распределителем.

Рисунок 3.10 - Схема четырехходового радиально-поршневого гидромотора

При нагнетании жидкости отверстия 1, 2, 3 и 4 неподвижной цапфы создается момент. Вращающий звездообразный блок цилиндров и вал по часовой стрелке. Этот тип гидромоторов имеет больший диаметр бока, чем предыдущие, а следовательно, и больший момент инерции. Гидромоторы такого типа удобно встраиваются в плоские узлы.

Многоходовые радиально-поршневые гидромоторы тихоходны, имеют большой рабочий объем и вследствие этого развивают большой момент на валу. Такие гидромоторы часто называют высокомоментными. Так как передаточное число объемной гидропередачи i выражается через рабочие объемы насоса qн и гидромотора qм, то

.

Благодаря большому qм (когда qм " qн) можно осуществить гидравлическую редукцию, т.е. путем подбора рабочих объемов получить малые обороты на валу без применения механического редуктора.

Гидромоторы всех указанных типов могут выполняться регулируемыми путем изменения угла наклона шайбы, блока или экцентрициента (для одноходовых).

Лопастные гидромоторы двойного действия типа МГ-16 аналогичны по схеме лопастным насосам, но в отличии от них имеют принудительный поджим лопаток к профилю статора коромыслообразными пружинами, поджим торцового диска для компенсации износа и золотник для обеспечения прижима лопастей к статору и торцового диска к ротору при изменении направления подачи жидкости в гидромотор.

Эти гидромоторы компактны. Имеют малый момент инерции вращающихся частей. Вследствие чего направление вращения вала можно изменять за тысячные доли секунды (до 0,002 сек), но из-за наличия больших поверхностей трения и трудностей уплотнения торцов общий и объемный к. п. д. у них более низкий, чем у поршневых гидромоторов.

В таблице 8 приведены основные параметры некоторых гидромоторов.

Таблица 8 - Гидромоторы.

Находят также широкое применение так называемые шаговые гидромоторы, осуществляющие дискретное вращение вала за один цикл подачи в него жидкости.

На рис.24 показана схема действия такого гидромотора.

Рисунок 24 - Схема действия шагового гидромотора

Масло от насоса поступает в полость Н поворотного золотника 3 и при его вращении - последовательно в полости А, Б и В. Когда одна из полостей 9полость А) соединена с полостью Н, две другие соединены с баком (на фигуре не показано). При вращении золотника поршни 1, 2 и 3 последовательно оказываются под давлением и через торцовый кулачок, развертка которого показана на фигуре, вращают вал гидромотора. Переключение подачи жидкости из полости А в полость Б вызывает поворот вала на ? шага кулачка tк. Шаговые гидромоторы находят применение в системах. Требующих малые, но точно фиксированные перемещения.

Механизмы исполнительные гидравлические поршневые типа, предназначены для управления рабочими органами возвратно - поступательного или поворотного (с углом 90є) движения.

Исполнительные механизмы выполнены по блочно-модульному принципу и могут быть укомплектованы следующими дополнительными блоками:

устройствами, реализующими пропорциональный закон перемещения выходного звена механизма, с гидравлическим, пневматическим или электрическим унифицированным входным сигналом (позиционерами с гидравлическим или электрическим сигналом);

датчиком положения с электрическим выходным сигналом, пропорциональным положению выходного звена механизма;

гидравлическим блокировочным устройством, фиксирующим положение выходного звена механизма при снятии командного сигнала или при аварийном падении давления масла в системе;

блоком концевых выключателей, обеспечивающими переключение электрических контактов при достижении выходным звеном механизма крайних положений;

гидравлическим переключающим устройством для системы ручного управления от отдельного источника маслоснабжения.

Исполнительный механизм без дополнительных блоков состоит из гидроцилиндра и узлов крепления его к фундаментной плате и регулирующему органу. Гидроцилиндр имеет демпферное устройство, обеспечивающее дросселирование потока масла и соответственно снижение скорости движения поршня при приближении его к крайним положениям (так называемая безударная посадка поршня на упоры). Поршень и место вывода штока уплотнены резиновыми О-образными кольцами. Механизмы с первым вариантом крепления имеют на глухой крышке цилиндра и на головке штока подвижные опоры в виде шаровых подшипников, что позволяет механизму в процессе работы поворачиваться на некоторый угол (это необходимо, например, при управлении неполноповоротными регулирующими органами), механизмы со вторым вариантом крепления имеют кронштейн для жесткого крепления цилиндра на фундаментной плите.

Внешний вид исполнительных механизмов без дополнительных блоков изображен на рисунке 3.12.

Рисунок 3.12 - Внешний вид исполнительных механизмов типа МГП без дополнительных блоков

Схема исполнительного механизма, укомплектованного гидравлическим (пневмогидравлическим) позиционером, блокировочным и переключающим устройствами, а также блоком концевых выключателей, изображена на рисунке 3.13.

Управляющий гидравлический (пневматический сигнал подается на входное устройство (мембранный чувствительный элемент) 4, нажимная игла которого предается на рычаг 3 усилие, пропорциональное входному сигналу. На рычаге производится сравнение этого усилия с усилием. Развиваемой пружиной обратной связи 2, и в случае неравенства этих усилий перемещаются рычаг 3 и заслонка 7 управляющей пары сопл блока управления, создавая перепад давлений в междроссельных камерах а и б. Под действием этого перепада перемещается золотник 5, соединяя одну из полостей гидроцилиндра 1 с напорной, а другую - со сливной магистралью. Одновременно смещается заслонка 6 сопл обратной связи, выравнивая давления в в междроссельных камерах и таким образом ограничивая перемещение золотника, определяющее скорость движения поршня гидроцилиндра. При перемещении поршня гидроцилиндра изменяется натяжение пружины обратной связи 2, благодаря чему уравновешивается усилие, развиваемое чувствительным элементом. При этом заслонки 7 и 6, а также золотник 5 устанавливаются в средние положения и перемещение поршня всегда устанавливается в положение, пропорциональное входному сигналу.

Схематически изображенное на рис.18 блокировочное устройство 9 состоит из двух конусных клапанов с эластичными уплотнениями и не изображенной на схеме системы настройки падения давления в системе управления блокировочным устройством, при которой происходит закрытие этих клапанов.

Рисунок 3.13 - Схема исполнительного механизма, комплектованного гидравлическим (пневматическим) позиционером, блокировочным устройством и блоком концевых выключателей

Переключающее устройство 8 систему ручного управления представляет собой пять конусных клапанов, управляемых вручную кулачковым валиком. При положении А рукоятки управления переключающего устройства (автоматическое управление) все клапаны этого устройства закрыты и при наличии нормального давления в напорной магистрали рпит это давление поступая через постоянный дроссель в систему управления блокировочного устройства, обеспечивает открытие его клапанов и, следовательно, нормальное управление гидроцилиндром при помощи золотника 5, т.е. работу исполнительного механизма в описанном выше автоматическом режиме.

Если в силу каких-либо причин давление в напорной магистрали рпит опустится ниже установленного (например, при аварийном отключении маслонасоса), то упадет давление в системе блокировочного управления и его клапаны плотно закроются, зафиксировав находящиеся в полостях гидроцилиндра объемы масла и осуществив, таким образом, гидравлическую фиксацию его положения.

Совершенно аналогично будет обеспечена гидравлическая фиксация положения исполнительного механизма и при переводе рукоятки управления переключающего устройства в положение С (ручное управление - стоп), когда система управления блокировочного устройства соединится через соответствующий клапан переключающего устройства со сливной магистралью. Необходимо отметить, что при этом обеспечивается фиксация механизма независимо от положения золотника 5, т.е. независимо от входного сигнала.

При установке рукоятки управления переключающего устройства в положение Б (ручное управление - больше) или М (ручное управление - меньше) клапаны блокировочного устройства остаются закрытыми и одновременно обеспечивается возможность перемещения поршня исполнительного механизма в ту или другую сторону независимо от подводимого к позиционеру входного сигнала путем подвода к полостям механизма масла через соответствующие клапаны переключающегося устройства. При этом источником энергии, осуществляющей перемещение исполнительного механизма, является подводимое к переключающему устройству масло под давлением рручн (это давление может создаваться любым специальным насосом с ручным или механическим приводом либо отбираться от основной напорной магистрали).

Блок концевых выключателей 10 представляет собой смонтированные в одном корпусе два микропереключателя, срабатывающие от воздействия соответствующих подвижных элементов механизма при достижении его поршнем одного или другого крайних положений.

Внешний вид описанного исполнительного механизма со вторым вариантом крепления изображен на рисунке 3.14.

Рисунок 3.14 - Внешний вид исполнительного механизма, укомплектованного гидравлическим (пневмогидравлическим) позиционером, блокировочным устройством и блоком концевых выключателей

На гидроцилиндре 3 с соответствующими узлами крепления 6 и 7 установлен кинематический узел 4, включающий в себя две телескопически соединенные трубы, внутри которых расположена пружина обратной связи. На кинематическом узле закреплено блокировочное устройство 2 (а в случае отсутствия этого устройства в комплекте механизма - имеющая те же габаритные и присоединительные размеры промежуточная плата) на котором установлен закрытый кожухом 1 узел гидроусилителя со входным устройством. На передней крышке гидроцилиндра установлении блок концевых выключателей 5. Все внутренние гидравлические соединения гидроусилителя и входного устройства с блокировочным устройством (промежуточной платой) выполнены методом стыкового монтажа, все штуцеры внешних соединений размещены на блокировочном устройстве (промежуточной плате).

Переключающее устройство системы ручного управления монтируется отдельно от механизма в удобном для доступа месте и соединяется с механизмом гидравлическими линиями.

Схема исполнительного механизма с электрогидравлическим позиционером изображена на рисунке 3.15.

Рисунок 3.15 - Схема исполнительного механизма, укомплектованного электрогидравлическим позиционером

На смонтированном на гидроцилиндре 3 кинематическом узле 4 установлен датчик положения 5 выходного звена механизма. Датчик положения 5 выполнен на базе серийного индуктивного датчика типа ПД - 5. якорь которого кинематически связан с пружинным делителем перемещений, образованным пружиной обратной связи кинематического узла 4 и специальной жесткой пружиной. Входящей в состав датчика положения. Таким образом, с датчика положения. Таким образом. с датчика 5 снимается электрический сигнал в виде переменного напряжении, пропорциональной положению исполнительного механизма. Этот сигнал преобразуется преобразователем напряжения 7 типа ПН-2 в нормированный токовый сигнал, который подается в качестве электрического сигнала обратной связи на электронный усилитель 6 типа УН-М-2, где сравнивается с входным токовым сигналом. Выработанный усилителем УН-М-2 электрический сигнал небаланса поступает на вход электрогидравлического усилителя 2 типа ПЭГ-ПМ, который, осуществляя подачу масла в соответствующую полость гидроцилиндра 3, обеспечивает его установку в положение, пропорциональное входному электрическому сигналу.

Электронные блоки ПН-2 и УН-М-2, а также электрогидроусилитель ПЭГ-ПМ устанавливаются отдельно от гидроцилиндра, причем электрогидроусилитель в зависимости от условий заказа может быть смонтирован на монтажной плате 1 либо на блокировочном устройстве, аналогичном описанному выше. При необходимости исполнительный механизм может быть укомплектован не изображенными на рисунке датчиком концевых положений и переключающим устройством системы ручного управления.

Рабочей жидкостью механизмов типа МГП являются минеральные масла вязкостью 7-70 ммІ/с в рабочем диапазоне температур (от 5 до 70єС). Тонкость фильтрации масла должна быть не хуже 40 мкм для механизмов без позиционеров и 0 мкм для механизмов с позиционерами. Давление питания (рабочее давление) - не более 16 и не менее 1 МПа для механизмов с позиционерами и 0,4 МПА для механизмов без позиционеров (предназначенных для управления органами типа открыто-закрыто). Давление питания системы управления механизмов с позиционерами - от 1 до 6,3 МПа при этом если рабочее давление превышает 6,3 МПа, то давление питания системы управления должно быть 6,3 МПа.

Технические данные механизмов, зависящие от диаметра поршня, приведены в таблице 9.

Таблица 9 - технические данные механизмов, зависящие от диаметра поршня

У механизмов, оснащенных гидравлическими и пневмогидравлическими позиционерами, пределы изменения гидравлического входного сигнала 0,1 - 0,3 МПа и пневматического 0,02 - 0,1 МПа, порог чувствительности - не более 1%, основная допускаемая погрешность ± 1,5%, максимальная скорость перемещения штока ненагруженного механизма (при максимальном давлении) не мене 100 мм/с, перерегулирование ненагруженного механизма при 50% -ном скачкообразном изменении входного сигнала - не более 10%.

У механизмов, оснащенных электрогидравлическими позиционерами, пределы изменения входного токового сигнала постоянного тока минус 5-0 - плюс или минус 10-0-плюс 10 или 0-10 В при входном сопротивлении 8,2 ± 0,2 Мом. Количество регулируемых электрических входов - два, нерегулируемых - один. Порог чувствительности - не более 0,5%, основная допускаемая погрешность ± 2,5%, максимальная скорость перемещения штока ненагруженного механизма - не менее 100мм/с, частота синусоидального входного сигнала с амплитудой 5% максимальной, соответствующая сдвигу фаз на 90є, - не менее 3 ГЦ.

У установленного на механизме датчика положения пределы изменения входного сигнала 1ч0ч1 В, порог чувствительности - не более 0,5%, основная допускаемая погрешность ±1,5%.

У блока концевых выключателей номинальное напряжение коммутируемой цепи (при омической нагрузке) для цепей переменного тока 3 - 30 В и для цепей переменного тока (частотой 50 Гц) 3 - 250 В, разрывная мощность контактов - соответственно не более 70 и 300 Вт.

Время срабатывания (закрытия клапанов) блокировочного устройства при снятии гидравлического управляющего сигнала - не более 0,2 с.

В отдельных случаях для систем автоматизации технологических процессов в качестве гидравлических исполнительных механизмов используют гидроцилиндры и гидромоторы, выпускаемые промышленностью для систем силового привода.

Силовые гидроцилиндры.

Силовые цилиндры по своим схемам и конструкциям очень разнообразны. В зависимости от выполняемых операций они могут быть одностороннего и двустороннего действия, т.е. совершать работу под действием жидкости при движении поршня или плунжера только в одном или в двух направлениях. В первом случае поршень возвращается в исходное положение благодаря собственному весу или под действием пружины.

Гидроцилиндры могут быть с выходом штока или плунжера только в одну сторону - цилиндры с односторонним штоком, или в обе стороны - цилиндры с двусторонним штоком. Гидроцилиндры могут также иметь несколько штоков или плунжеров, расположенных один в другом так, что общий ход их будет больше длины корпуса - это телескопические цилиндры.

На рисунке 3.16 приведены схемы некоторых цилиндров, а на рисунке 3.17 показан пример конструкции цилиндра.

Рисунок 3.16 - Схема силовых цилиндров

Рисунок 3.17 - Пример конструкции силового гидроцилиндра

Уплотнение поршня чаще всего выполняется поршневыми кольцами, но может быть выполнено и с применением различных манжет. Шток уплотняется манжетами, сальниковой набивкой или круглыми резиновыми кольцами.

Усилие R, получаемое на штоке цилиндра, в общем виде

R = p1f1 - p2f2 - Rmp,

где p1 и p2 - давление в напорной и сливной полостях цилиндра;

f1 и f2 - эффективные (рабочие) площади поршня;

Rmp - суммарное усилие трения поршня и штока в местах уплотнения.

Скорость v перемещения поршня определяется количеством жидкости Q, поступающей в цилиндр в единицу времени (при отсутствии объемных потерь - утечек через уплотнения и перетечек между полостями):

.

Так как в цилиндрах с односторонним штоком справа и слева от поршня эффективные площади неодинаковы, то скорости поршня в эти стороны, при одинаковых подачах жидкости, будут различны. Для получения равных скоростей перемещения поршня в обоих направлениях при одной и той же подаче жидкости применяются цилиндры с односторонним штоком, площадь сечения которого в 2 раза меньше площади поперечного сечения поршня (DІ = 2dІ). Такие цилиндры иногда называют дифференциальными. Для перемещения поршня вправо (рисунок 3.18) обе полости цилиндра соединяют между собой и подключают к насосу. Жидкость из штоковой полости возвращается обратно в цилиндр.

Рисунок 3.18 - Включение дифференциального силового цилиндра

Скорость перемещения поршня при этом в обе стороны будет определяться выражением

,

где v в м/мин; Q в л/мин; d в см.

Создаваемое усилие (без учета трения) , т.е. меньшее, чем можно получить. Если подавать жидкость в поршневую полость. В последнем случае

.

При небольших перемещениях широко применяются мембранные или диафрагменные силовые цилиндры (рисунок 3.19).

Рисунок 3.19 - Диафрагменный силовой цилиндр

Их положительным свойством является практическое отсутствие перетечек между полостями, дешевизна, простота изготовления и малый вес. Величина развиваемого усилия у этих цилиндров уменьшается по ходу штока (прогибу диафрагмы) и зависит от материала и конструкции диафрагмы. В связи с этим в зависимости от материала и формы диафрагмы ход штока практически колеблется в пределах 0,15-0,25 диаметра диафрагмы.

Моментные гидроцилиндры.

Схемы моментных гидроцилиндров показаны на рисунке 3.20.

Рисунок 3.20 - Схемы моментных гидроцилиндров

Эти цилиндры применяются для периодических возвратно-поворотных движений на углы практически меньшие 300є. Уплотнение поворотной лопасти по торцу и радиусу значительно сложнее уплотнения цилиндров. Это затрудняет применение таких конструкций для работы при высоких давлениях.