Уравнения гидропривода жидкости

Из основного уравнения гидростатики р=ра+ук видно, что внешнее давление ро, приложенное к свободной поверхности жидкости в замкнутом сосуде, передается в любую точку жидкости без изменения. На использовании этого свойства жидкостей, называемого законом Паскаля, основано устройство гидравлических прессов, гидравлических домкратов, гидроприводов компрессоров высокого давления и других гидравлических машин. Эти машины обычно имеют два сообщающихся между собой цилиндра, диаметр одного из которых во много раз превосходит диаметр другого. Цилиндры заполнены рабочей жидкостью (в большинстве случаев маслом), в каждом из них имеется поршень. Пусть Рв — площади поршней соответственно в малом и большом цилиндре. Если приложить к поршню в малом цилиндре силу Рм, то под этим поршнем будет создано внешнее давление [c.12]

Сравнение перечисленных характеристик с такими же характеристиками апериодического звена первого порядка показывает, что динамические свойства следящего гидропривода могут значительно измениться вследствие действия инерционной нагрузки на его выходное звено. Следует подчеркнуть, что здесь не учтена сжимаемость рабочей жидкости. Это допущение оправдано до тех пор, пока, несмотря на наличие нагрузки, изменения давлений и Ра в полостях гидроцилиндра достаточно малы. В дальнейшем (см. параграф 12.2) будет выяснено, как влияет сжимаемость рабочей жидкости на динамические характеристики гидропривода. Другим устройством, описание динамики которого можно свести к уравнению колебательного или апериодического второго порядка звеньев, является центробежный маятник или регулятор Уатта (см. гл. I). Расчетная схема такого устройства после приведения всех сил и массы подвижных частей к муфте будет близка к схеме механической системы с одной степенью свободы (рис, 3.13, а). [c.88]

Применительно к рассматриваемому гидроприводу уравнение расхода жидкости через дроссель [c.52]

Изменением удельного рабочего объема Яа насоса регулируется подача жидкости в гидромотор и соответственно скорость его выходного вала. При изменении удельного рабочего объема Яя гидромотора скорость Уд выходного вала также изменяется. Для установления связи между величинами Цд и дд или д воспользуемся уравнением расходов жидкости в напорной части гидропривода [c.72]

Перейдем к математическому описанию гидропривода с регулируемым насосом и замкнутой циркуляцией жидкости. Упрощенная схема такого гидропривода показана на рис. 4.1, б. Линейную математическую модель рассматриваемого гидропривода составим, пользуясь выводами в параграфах 2.7 и 3,6. Примем основные допущения о неизменной скорости Оц = н. рас приводного вала насоса и постоянном давлении Рв = Ро Рпя в возвратной гидролинии, обеспечиваемом системой подпитки. При этом основные процессы, протекающие в гидроприводе с замкнутой циркуляцией жидкости, можно описать уравнением расходов жидкости в напорной гидролинии и уравнением движения выходного звена гидродвигателя под воздействием внутренних и внешних сил (моментов еил) [c.300]

Исполнительные механизмы представляют собой различные электродвигатели, пневмо- и гидроприводы. Они воспринимают регулирующий сигнал у от регулятора и перемещают золотники, заслонки, задвижки или другие регулирующие органы, перемещение которых, в свою очередь, изменяет площадь проходного сечения, через которое дросселируется поток жидкости или газа, поступающий или отбираемый из технологического аппарата (рис. XI-12). Модель подобного звена уже строилась ранее (гл. УП). Расходная характеристика клапана может быть выражена уравнением [c.255]

Номинальное давление рд. ном жидкости в гидродвигателе, угловую скорость Vg приводного вала насоса и механический КПД т]д. м гидродвигателя принимаем фиксированным. Далее по уравнению (1.114) с учетом зависимости (1.112) и принятых выражений для относительных величин выведем уравнение характеристик гидропривода е машинным регулированием скорости в относительных величинах [c.73]

Для расчета основных параметров насосно-аккумуляторной установки удобно использовать уравнения баланса объемов жидкости в четырех периодах работы гидропривода [c.113]

При тепловом расчете гидропривода рассматривают местный и осредненный по гидросистеме нагрев рабочей жидкости. Местный нагрев возникает при течении жидкости через существенное местное сопротивление дроссель или клапан. Потеря мощности АЛ м потока жидкости при течении через местное сопротивление выражается в соответствии с формулами (1.17)—(1.19) уравнением [c.118]

В приведенном материале содержатся примерные числовые данные, рекомендации и формулы для определения величин, входящих в уравнение (2.70) процесса приращения температуры (нагрева и охлаждения) жидкости при работе гидропривода. Принятая экспоненциальная закономерность изменения температуры жидкости позволяет приближенно определить время достижения установившегося теплового режима гидропривода [c.122]

Уравнение (2.70) при I = преобразуется в формулу для расчета приращения температуры жидкости при установившемся тепловом режиме работы гидропривода [c.122]

При втором этапе энергетического расчета шагового гидропривода необходимо учесть затраты энергии на разгон жидкости в трубопроводах, объемную деформацию рабочей среды и стенок, разгон подвижных деталей в гидродвигателе. Кроме того, учесть внешнюю нагрузку и потери энергии вследствие утечек жидкости, гидравлического сопротивления потоку и трения в передаточном механизме гидродвигателя. Для этого нужно составить и решить уравнение работ и энергий элементов исполнительной части [c.343]

Вычитаемые члены в правой части уравнения (5.37) имеют смысл относительных потерь или затрат энергии на разгон жидкости в трубопроводах и деталей в гидродвигателе, объемную деформацию рабочей среды и стенок, утечки через зазоры, гидравлическое сопротивление потоку жидкости и трение в передаточном механизме гидродвигателя. Значения эквивалентных КПД исполнительных частей шаговых гидроприводов составляют = = 0,3. .. 0,7. [c.348]

Рассмотрим в качестве примера задачу об оптимальном управлении положением выходного звена гидропривода. Для этого воспользуемся уравнением (3 58), которое описывает движение выходного звена гидропривода без учета сжимаемости рабочей жидкости. Примем следующие переменные состояния [c.233]

В уравнение входят также ранее использованные коэффициенты передачи Кхн механизма управления и обратной связи /Со. с-Постоянные времени Гр.п, Тц, коэффициент относительного демпфирования ц и коэффициент внутренней обратной связи Кя отражают ряд свойств гидропривода. Гидравлическая постоянная времени определяет время заполнения жидкостью пространства, освобождаемого в гидроцилиндре при перемещении его поршня на величину, равную смещению золотника от нейтрали. Очевидно, что это время будет тем меньше, чем больше при одном и том же смещении золотника пропускная способность распределителя (больше KQx) и меньше рабочая площадь гидроцилиндра. С уменьшением времени заполнения гидроцилиндра [c.330]

Дроссельное регулирование скорости объемного гидропривода состоит, по существу, в регулировании расхода Q, жидкости, поступающей в гидродиигатель. Скорость Цд выходного звена гидродвигателя связана с расходом <3д, удельным объемом гидродвигателя и объемным КПД Т1д, о уравнением (1.32). Из этого уравнения [c.51]

Динамические характеристики гидроусилителей определяются передаточными функциями, которые можно получить с помощью таких же исходных уравнений, какие применяли в гл. 12 при математическом описании гидропривода с дроссельным регулированием. Конечный вид передаточных функций гидроусилителей часто удается упростить, если пренебречь сжимаемостью жидкости и массой управляемого золотника. Рассмотрим вывод передаточной функции гидроусилителя, схема которого показана на рис. 13.5. [c.371]

Чтобы уравнения (14,45) — (14,49) могли рассматриваться в качестве граничных условий, в уравнениях (14.37) — (14,40) необходимо изображения переменных заменить изображениями соответствующих колебательных составляющих р (s), Ргн ( ). Рш (s)- Рам (s), oiH (s), U2 (s), oiM (s), (s). Рассматривая после этого обе системы уравнений совместно, найдем передаточную функцию силовой части гидропривода с учетом распределенности параметров жидкости по длине соединительных трубопроводов [c.428]

Сходство уравнений (12.48) и (14.31) позволяет рекомендации, рассмотренные в параграфе 12.3 о применении метода ана.лиза и синтеза по степени устойчиво ти и колебательности к гидроприводам с дроссельным регулированием, перенести на гидроприводы с объемным регулированием. При этом проверка устойчивости и вида переходного процесса по заданным значениям параметров Т гпь Т м. и Ко. с1 не вызывает затруднений. В обычном порядке после приведения уравнения гидропривода к форме И. А. Вышне-градского, можно также найти указанные параметры, исходя из требуемых значений степени устойчивости и колебательности. Значительно сложнее затем вычислить величины, которыми согласно соотношению ( 14,28) определяется коэффициент относительного демпфирования Этими величинами являются и кур. Величина как показывает соотношение (14.17), зависит от трех проводимостей пер, и л, из которых только последняя может быть получена в результате расчета характеристики подпиточного клапана. Проводимости пер и куг обычно приходится определять экспериментальным путем, причем вследствие небольших утечек и перетечек в объемных гидромашинах эксперименты должны вып1злняться с большой точностью измерения расходов жидкости. Для определения коэффициента й р. характеризующего трения в гидромогоре и нагрузке, также необходимы специально поставленные эксперименты. [c.426]

Внутренняя потенциальная энергия жидкости становится существенной при р > 100 МПа. Следовательно, членом рЦ2Е) в уравнении (1.12) можно пренебречь при проектировочных расчетах большинства гидроприводов промышленного назначения. Несущественен также гравитационный член уравнений при давлениях жидкости более 1 МПа и газов более 0,001 МПа. Исключение составляют случаи большой величины z, т. е. разности высот насосной установки и объемного двигателя. [c.25]

Аналогично выведем диф41еренциальное уравнение внутренних переходных процессов для полости гидропривода (см. рис. 2.22, б). Уравнения масс и объемов жидкости с учетом не-растворенного воздуха можно представить в виде [c.128]

Объем Ун< жидкости в рассматриваемой полости гидропривода определяют в соответствии с ранее принятым уравнением объемов при остальных найденных велвчннак [c.131]

Выше при математическом описании системы золотник—жидкость—гидроцилиндр—приведенная масса предполагалось, что золотник перемещается влево от нейтрального положения. Это перемещение золотника было принято за положительное (х, > > 0) одновременно перемещения поршня гидроцилиидра н приведенной массы т вправо считались тоже положительными. Повторив все рассуждения при перемещении золотника в противоположную сторону, т. е. принимая дс, < О, нетрудно заметить, что уравнения (12.1), (12.3) и (12.18) сохраняются, так как при перемене направления движения массы т выходного звена гидропривода и гидроцилиндра в этих уравнениях будут изменяться только знаки у всех членов. Что же касается уравнений расходов (12.9) и (12.11), а также функций (12.12) и (12.13), то для а < О их следует переписать, учитывая изменившееся направление течения жидкости через распределитель. При этом уравнения расходов Qa и Qu жидкости, поступающей соответственно в правую полость гидроцилиидра и вытекающей из его левой полости, можно представить в виде [c.325]

Различие в характеристиках пневмо- и гидроприводов связано с особенностями течения газов через дроссельные устройства, с большими по сравнению с жидкостями изменениями плотности газов при изменении давления и температуры и с меньшей их вязкостью. Однако в ряде случаев наблюдается лишь количественное расхождение характеристик того и другого класса приводов, Основные положения устойчивости и качества регулирования, рассмотренные ранее для гидроприводов, оказываются применимы и к пневмоприводам. Общие и отличительные черты динамики гидро- и пневмоприводов ыявляюгся прежде всего в результате сравнения их математических моделей. Ограничимся сравнением линейных моделей, причем воспользуемся схемой пневмопривода, которая аналогична описанной в параграфе 12.1 схеме гидропривода с дроссельным регулированием. С некоторыми дополнительными обозначениями схема пневмопривода дана на рис. 12.15. Для того чтобы более наглядно показать влияние сжимаемости газа на динамические характеристики привода, опора пневмоцилиндра принята абсолютно жесткой. Кроме того, предполагаются постоянными давление и температура газа в напорной линии перед входом в золотниковое распределительное устройство, Остальные упрощающие модель привода допущения укажем при составлении уравнений. [c.357]

При анализе гидропривода, схема которого приведена на рис. 7.7,6, предположим, что дросселирующие окна в дросселирующем гирораспределителе 3, через которые жидкость поступает в гидроцилиндр и сливается из него, создают одинаковое сопротивление потоку рабочей жидкости. Значит, перепад давления на каждом из них при одинаковом расходе одинаков Рдр 1 = Рдр 2 = Рдр- Тогда с учетом принятых допущений из уравнения равновесия поршня гидроцилиндра 4 [c.203]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология