Типы, конструкции и принцип действия гидравлических исполнительных двигателей

Гидравлические двигатели вращательных движений называются гидромоторами. Они бывают шестеренного (роторно-зубчатого), роторно-пластинчатого и роторно-поршневого типов. Конструктивно они аналогичны соответствующим типам насосов и в большинстве случаев взаимно обратимы, т.е. насос может работать в режиме мото­ра, а мотор – в режиме насоса.

На рис.2.62 показана конструктивная схема шестеренного гидрав­лического мотора, в котором валы шестерен 3 и 4 расположены в пла­вающих опорах скольжения 1, 2, 5 и 6. Подвод рабочей жидкости в на­порную полость мотора осуществляется по каналам в крышке 7. Прин­цип действия шестеренного гидромотора можно проиллюстрировать на схеме шестеренного насоса (рис.2.4), заменив всасывающий трубоп­ровод 4 напорным. По нему рабочая жидкость подводится в полость А, там она воздействует на боковые поверхности зубьев шестерен, нахо­дящихся в этой полости, и создает крутящий момент, приводящий во вращение обе шестерни. При этом под действием давления Р возника­ют значительные радиальные силы, прижимающие валы к их опорам и приводящие к их повышенному износу (это явление описано в разделе 2.2.1 и показано на рис.2.8). К тому же затрудняется запуск такого гид­ромотора, находящегося под нагрузкой. Поэтому для снижения этих отрицательных явлений рекомендуется применять гидростатические опоры или уплотнения в виде эластомеров 8 (рис.2.62), которые созда­ют эффект пружины и снижают износ опор и крутящий момент при пуске двигателя.

Рис.2.62. Конструктивная схема шестеренного гидромотора

Величина крутящего момента M_вр, развиваемого любым гидро­мотором, зависит от разности давлений на нем и рабочего объема гид­ромашины v₀ и определяется по формуле: M_вр = v₀ (P ₁ — P₂ )/2π

= 0,159v₀(P ₁ — P₂),  где P ₁ и P ₂- давления соответственно на входе и выходе гидромотора.

Наиболее широко из шестеренных гидравлических двигателей применяются героторные гидромоторы благодаря тем замечательным свойствам, которые описаны в разделе героторных насосов. На рис.2.63 показана конструктивная схема такого гидромотора, обеспе­чивающего получение высоких крутящих моментов при небольших своих габаритных размерах. Рабочая жидкость с расходом Q подается в гидромотор по каналу П в корпусе 2. Проходя специальные проточки распределительной втулки 7, она попадает в рабочие полости мото­ра Р. В них создается крутящий момент, приводящий во вращение зуб­чатый ротор 4, который начинает совершать планетарное движение, обкатываясь по роликам 6 обоймы 5. Вращение ротора 4 с помощью карданного вала 3 передается валу 1 гидромотора. Вместе с ним враща­ется и распределительная втулка 7, соединенная с валом 1 штифтом 8 , благодаря чему осуществляется подвод жидкости в рабочие полости мотора, соответствующие положению ротора 4. Героторные гидромо­торы отличаются высокой энергоемкостью, возможностью работы при давлениях до 25 МПа. Рабочий объем таких машин достигает 500 см³, а развиваемый вращающий момент - до 1000 Нм.

Рис.2.63. Героторный гидромотор фирмы Herion

Среди роторно-пластинчатых гидромоторов наибольшее примене­ние находят радиально-пластинчатые и ролико-пластинчатые моторы. Показанный на рис.2.64 радиально-пластинчатый гидромотор предс­тавляет собой гидравлическую машину двукратного действия. Внутрен­няя поверхность статора 7 в поперечном сечении имеет форму овала, вследствие чего мотор имеет две напорные полости, соединенные с подводящим рабочую жидкость каналом П, и две сливные полости, соединенные с выходным каналом С. Жидкость проходит в напорные по­лости статора через серповидные канавки в распределительном дис­ке 8, воздействует на пластины 6, установленные в пазах ротора 3, и создает вращающий момент на роторе. Он начинает вращаться вместе с валом 1, установленном на подшипниках в корпусе 2. Слив жидкости происходит через серповидные канавки в распределительном диске 5 в канал С. Благодаря наличию в моторе двух противоположно располо­женных напорных полостей, вал 1 разгружен от радиальных сил давле­ния рабочей среды, что снижает износ и повышает долговечность гид­ромотора.

Рис.2.64. 

Ролико-пластинчатый гидромотор (рис.2.65) выгодно отличается тем, что может развивать значительно большие крутящие моменты, чем радиально-пластинчатые. В его роторе 5 жестко установлены шесть пластин, воспринимающих воздействие рабочей жидкости, по­даваемой по каналам Ï, выполненным в корпусе 6. По каналам П осу­ществляется слив жидкости из гидромотора. Разъединение напорной и сливной полостей обеспечивают четыре ролика 4, синхронно вращаю­щихся с ротором 5 благодаря зубчатой передаче 3, установленной в крышке 2 и связывающей вращение ротора и роликов.

Широкое применение получили аксиально-поршневые гидромо­торы как нерегулируемые, так и регулируемые. Благодаря работе сво­их плунжеров на сжатие, они обеспечивают получение значительных по величине вращающих моментов, достигающих 6000 Нм, и частот вращения до 8000 1/мин.

Рис.2.65. Роликово-пластинчатый гидромотор

На рис.2.66 показан отечественный аксиально-поршневой гидро­мотор модели Г15. При подаче жидкости в гидромотор по каналу А или Б в крышке 6 она попадает через серповидные канавки В в напор­ную полость П, действует на поршень 7 и через него на плунжер 9. Пос­ледний, выдвигаясь, воздействует на наклонную планшайбу 2 в виде упорного подшипника, вследствие чего создается тангенциальная сила, вращающая плунжерный блок 8 и через поводок 4 ротор 5 с ва­лом 1. Пружина 3 поджимает ротор 5 к торцу крышки 6, что особенно важно для создания надежной герметизации стыка во время пуска мо­тора. Регулируемые гидромоторы дают возможность изменять частоту вращения выходного вала за счет изменения рабочего объема самой гидромашины. Возможны различные варианты конструктивных реше­ний задачи изменения рабочего объема. Так, на рис.2.67а показан регу­лируемый гидромотор, у которого предусмотрена возможность пово­рота планшайбы 4 на некоторый угол. При подаче жидкости по кана­лу А к плунжерам 2 последние давят на наклонную планшайбу 4 через подпятники 3, вследствие чего возникает окружная сила, действующая через плунжеры 2 на блок 1 и приводящая его во вращение. слив жид­кости из цилиндрового блока осуществляется по каналу Б. Если будет равен нулю, т.е. торец планшайбы 4 будет перпендикулярен оси враще­ния плунжерного блока 1, то плунжеры 2 не смогут совершать возврат­но-поступательные движения, рабочий объем мотора и частота враще­ния будут равны нулю.

Пружина 6 обеспечивает поджим плунжерного блока 1 к распреде­лительному диску 8 при запуске мотора. Планшайба может поворачи­ваться на угол от — α_max до +α_max. Поэтому такой регулируемый гид­ромотор называют реверсивным, т.к. он изменяет направление враще­ния выходного вала.

Другой вариант конструктивного решения изменения рабочего объема гидромотора представлен на рис.2.67б. Регулирование частоты вращения гидромотора производится поворотом на угол от — α_max до +α_max люльки 4 с плунжерным блоком 2, с поршнем 5, штоками 7 и распределительным диском 3, к которому жидкость подводится через цапфы люльки в крышке 1 (на рис.2.67б не показаны). Под действием возникающей от работы поршней тангенциальной силы вращается вы­ходной вал 8, установленный на подшипниках в корпусе 9.

Такое многообразие рассмотренных конструкций гидравлических моторов показывает, что при выборе какого-либо типа для конкретного привода следует учитывать многие факторы. Главным из них являются величина крутящего момента на выходном валу и частота его вращения. Зная эти значения (а они задаются заказчиком при проектировании гид­равлической системы или рассчитываются, исходя из условий работы привода), можно по каталогу выбрать несколько гидромоторов раз­личного принципа действия, но имеющих одинаковые параметры по вращающему моменту и частоте вращения. Далее следует анализиро­вать другие факторы, такие как коэффициент полезного действия гид­ромашины, шумовая характеристика, весовая характеристика, способ монтажа (фланцевый или на лапах), требования к регулированию частоты вращения вала, давление, при котором могут работать выб­ранные двигатели, величина рабочего объема и габариты гидромото­ра, пределы изменения частот и ряд других.

Рис.2.66. Нерегулируемый аксиально-поршневой гидромотор модели Г15

Рис.2.67. Регулируемые аксиально-поршневые гидромоторы: а – с поворотной планшайбой, б – с поворотным плунжерным блоком

Проанализировав соответствие выбранных гидромоторов усло­виям работы по всем параметрам, останавливают свой выбор на конк­ретной модели гидромотора, наиболее полно отвечающего всем требо­ваниям. При этом записываются рабочий объем гидромотора, его ко­эффициент подачи и полный коэффициент полезного действия, преде­лы частот вращения, момент инерции вращающихся масс.

Выбрав определенный тип гидромотора, можно теперь опреде­лить и необходимое для работы гидромотора давление жидкости P_м и его расход Q_м, используя известные формулы для вращающего момен­та гидромашин и расхода гидромотора Q_м:

P_м = 2πM_вр/v₀ и Q_м = n_мv₀,

где M_вр- вращающий момент на валу гидромотора, v₀ - рабочий объ­ем гидромотора, n_м - частота вращения выходного вала мотора.

Полученные значения P_м и Q_м используются для дальнейших рас­четов по выбору насосной станции.

Для осуществления возвратно-поступательных перемещений в гид­равлических приводах используются гидравлические двигатели, назы­ваемые гидроцилиндрами.

Устройство гидравлического цилиндра показано на рис.2.68. Его основными элементами являются гильза 2, поршень 3, шток 4 и крыш­ки 1 и 5. Подвод и отвод рабочей жидкости осуществляется по каналам А и Б, к которым подсоединяются трубопроводы.

Если подать жидкость по каналу А, то она, воздействуя на пор­шень 3, сместит его со штоком вправо. Для возврата поршня влево жидкость подается в канал Б, а канал А в это время соединяется со сливным трубопроводом. Так осуществляется возвратно-поступатель­ное движение поршня на наибольшую длину, определяемую расстоя­нием от правого торца поршня 3 до торца крышки 5. Длина хода гид­роцилиндра может достигать нескольких метров.

Для герметизации внутренних полостей гидроцилиндров устанав­ливаются уплотнения 7 и 10. Для предотвращения попадания внутрь цилиндра грязи при его работе в крышке 5 устанавливается уплотне­ние - грязесъемник 6. Крепится такой цилиндр на кронштейнах 9 и 11 с помощью установочных полуколец 8 и гайки 12.

Подводящие жидкость каналы могут выполняться в различных вариантах. В рассмотренном цилиндре один канал сделан в крышке цилиндра 1, а другой в гильзе цилиндра 9.

В соответствии с функциональным назначением гидравлические цилиндры могут быть двустороннего и одностороннего действия. Это означает, что в первом случае гидроцилиндр может преодолевать внешнюю нагрузку при движении в обе стороны. Цилиндры односто­роннего действия преодолевают внешнюю нагрузку лишь при движе­нии в какую-либо одну сторону. Конструктивно гидравлические ци­линдры могут быть изготовлены как с одним штоком (рис.2.68), так и с двумя штоками (рис.2.69). В таком случае цилиндры называют гидро­цилиндрами с односторонним или двусторонним штоком. Основны­ми характеристиками гидравлических цилиндров являются тянущая и толкающая сила F, развиваемая таким гидродвигателем, его ход L и размеры (диаметры цилиндра D и штока d). Тянущая сила цилиндра – это сила, развиваемая им при втягивании штока в цилиндр. Толкаю­щая сила–это сила, создаваемая гидроцилиндром при выдвижении его штока.

Рис.2.68. Гидроцилиндр по ОСТ2-КП-2-79: а – устройство; б – конструктивная схема

Рис.2.69. Гидроцилиндр с двухсторонним штоком

Для цилиндров двустороннего действия с односторонним штоком (рис.2.68) эти силы при одном и том же давлении получаются разными, поскольку разными являются эффективные площади его рабочих по­лостей:

F_тян = Pπ(D² - d²)/4; F_толк = PπD²/4.

Скорости движения штока цилиндра также зависят от эффектив­ных площадей полостей цилиндра и от величины потока жидкости Q, поступающей в цилиндр. Для цилиндров с двусторонним штоком ско­рости выдвижения и втягивания будут одинаковы:

V=4Q/[π(D²-d²)].

Для цилиндров с односторонним штоком (рис.2.68б). Эти ско­рости будут разными: выдвижения V₁ = 4QπD ; втягивания V₂ = 4Q/[π(D²-d²)].

Такие цилиндры часто называют дифференциальными, поскольку имеют разные эффективные площади рабочих полостей и дают воз­можность дифференциального подключения к источнику энергии. Оно подразумевает одновременное соединение обеих полостей цилиндра к напорному трубопроводу (рис.2.68б). Тогда в обеих полостях цилинд­ра устанавливается одинаковое давление P, но, благодаря разным ра­бочим площадям, поршень испытывает на себе действие разных сил от этого давления. Поэтому шток будет выдвигаться из цилиндра со ско­ростью V₃ = 4Q/πD ,   преодолевая силу F = PπD /4.

Нетрудно заметить, что эта скорость больше, чем скорость выдви­жения при подаче жидкости только в бесштоковую полость.

Это свойство дифференциального цилиндра часто используется для реализации цикла работы «быстрый подвод» (выдвижение при диффе­ренциальном включении) - «рабочий ход» (выдвижение в ту же сторону при обычной подаче жидкости в бесштоковую полость) - «быстрый от­вод» (втягивание штока при подаче жидкости в штоковую полость).

Если подобрать диаметры поршня D и штока d такими, что d≈0,707D, то скорости быстрого подвода и быстрого отвода будут равны и в два раза больше скорости рабочего хода (при таком соотно­шении диаметров эффективная площадь бесштоковой полости гидро­цилиндра в два раза больше площади штоковой полости).

Отличительной особенностью гидроцилиндра двустороннего дей­ствия с односторонним штоком, показанном на рис.2.70, является пре­дотвращение жесткого удара поршня 3 о крышку цилиндра 5 и 9 в кон­це его хода с помощью установленных на штоке 2 демпферной втулки 8 и плунжера с пружиной 6 в крышке 5. При движении влево в конце хода демпферная втулка 8 входит в расточку крышки 9 и вытесняет из нее жидкость через цилиндрический зазор, чем гасится скорость поршня и обеспечивается плавная остановка. При движении вправо в конце хода торец штока с гайкой 4 упирается в выдвинутый плунжер 6 и, сжимая пружину, плавно тормозится.

Рис.2.70. Гидроцилиндр модели ГЦ04

В цилиндре двустороннего действия с односторонним штоком 4 (рис.2.71), разработанным Ковровским СКБ приборостроения и авто­матики, для удобства его монтажа подвод жидкости осуществляется к одной крышке 6, в которой выполнены подводящие каналы А и Б. По­дача жидкости в левую полость гильзы 3 осуществляется через труб­ку 5. Весь цилиндр собран с помощью шпилек 8, стягивающих обе крышки 1 и 6.

На рис.2.72 показан гидравлический цилиндр, разработанный Московским специальным конструкторским бюро автоматических ли­ний и агрегатных станков, который можно демонтировать со станка без особых трудностей, не прибегая к разборке узлов станка. Гильза 8 цилиндра крепится в неподвижном узле станка 1 на кронштейнах с по­мощью болтов 2, полуколец 3 и фланца 4. Шток 9 цилиндра с порш­нем 6 и уплотнениями 5 соединяется с кронштейном подвижного узла станка 10 с помощью гаек. Шток 9 выполнен полым. Внутри него про­ложена трубка 12, соединяющая правую полость цилиндра с клапа­ном 11 в гайке крепления штока. Аналогичный клапан 7 устанавлива­ется и в гильзе цилиндра цилиндра 8. Поскольку при работе гидроци­линдра с переменным давлением в нем может скапливаться нерастворенный воздух, равно как и после длительного перерыва в работе, то встроенные клапаны 7 и 11предназначаются для выпуска нерастворенных газов при, соответственно, горизонтальном и вертикальном мон­таже гидроцилиндра. Это обеспечивает быструю подготовку цилинд­ра к работе. Вместе с тем, при монтаже цилиндра на неподвижном узле станка тепловые деформации гильзы 8 не передаются подвижному узлу (столу) станка [10].

Этим же СКБ разработан гидроцилиндр (рис.2.73), подвод жид­кости в который можно осуществлять через полый шток 2. Это очень удобно, если по условиям работы подвижным является корпус цилинд­ра, а шток неподвижен. По подсоединенным к каналам А и Б трубоп­роводам жидкость по каналу 3 внутри трубки попадает в левую по­лость цилиндра, а по каналу 4 внутри полого штока 2 в правую полость цилиндра. Однако, если нужен обычный режим работы, когда цилиндр неподвижен, а перемещается шток, то трубопроводы можно подсоеди­нить к каналам, закрытым пробками 1 и 5. Такое конструктивное ре­шение исключает необходимость применения гибких трубопроводов (шлангов или рукавов).

Характерным для гидроцилиндров зажима (рис.2.74) является ма­лый ход поршня 4 цилиндра   и достаточно большая эффективная площадь полостей цилиндра, обеспечивающих достижение требуемых усилий зажима. Обычно ход поршня цилиндров зажима составляет от 5 до 250 мм.

Рис.2.71. Гидроцилиндр с односторонним штоком на проушинах

Рис.2.72. Гидроцилиндр подачи станка

Рис.2.73. Гидроцилиндр подачи стола с подводом рабочей жидкости через шток

Рис.2.74. Гидроцилиндр зажима: 1, 5–крышки левая и правая; 2 - шток; 3 - гильза; 4 - поршень с уплотнениями; 6 - гайка крепления поршня

Особую группу составляют гидравлические цилиндры односто­роннего действия с односторонним штоком, которые обычно называ­ют плунжерными цилиндрами. В таких цилиндрах нет поршня. Его роль выполняет сам шток 1 (рис.2.75а), называемый плунжером (отсю­да и название цилиндра), который имеет наружный диаметр d меньше внутреннего диаметра гильзы цилиндра 2. Поэтому обработка гильзы может быть проведена по более простой и дешевой технологии. Да и форма поперечного сечения гильзы может быть любой. Конструктив­ные схемы плунжерных цилиндров приведены на рис.2.75. Особен­ность плунжерных гидроцилиндров в том, что они преодолевают внешнюю нагрузку лишь в одном направлении, а для возврата штока (в данном случае - плунжера) в исходное положение необходимы до­полнительные механизмы. На рис.2.75а и 2.75б возврат плунжера 1 осуществляют пружины растяжные 3 и сжатия 4, на рис.2.75в показан возврат с помощью собственного веса и веса перемещаемых узлов, сое­диненных с плунжером 1 при вертикальной установке цилиндра. На рис.2.75г показан сдвоенный плунжерный цилиндр, в котором переме­щается гильза 2, а жидкость подается по каналам внутри неподвижных плунжеров 1. Такой плунжерный цилиндр уже может совершать возв­ратно-поступательные перемещения и преодолевать нагрузку при дви­жении в обе стороны.

Рис.2.75. Конструктивные схемы плунжерных гидроцилиндров

При значительной длине хода плунжерного цилиндра в нем пре­дусматривается установка направляющей втулки 5 (рис.2.75в), способ­ствующей надежной (без заклинивания) работе такого двигателя.

Конструктивно плунжерный гидроцилиндр мало чем отличается от рассмотренных выше, если не считать отсутствия как такового пор­шня. На рис.2.76 показан плунжерный гидроцилиндр (гидроцилиндр одностороннего действия с односторонним штоком) для вертикально­го монтажа.

Подвод и отвод жидкости осуществляется по каналу А в крышке цилиндра 1, в гильзе 2 установлена направляющая втулка 4, уплотнительный блок 5 и крышка 6. Имеется также пробка 3 для выпуска нако­пившегося воздуха. Ограничитель 7 препятствует самовыдвижению плунжера 8 при транспортировке цилиндра. После установки цилинд­ра в технологическом оборудовании ограничитель хода 7 должен быть вывернут из крышки 6.

Для решения специфических задач часто в гидросистемах приме­няют специальные гидроцилиндры, конструктивные схемы которых приведены на рис.2.77.

Рис.2.76. Гидроцилиндр одностороннего действия с односторонним штоком

Рис.2.77. Конструктивные схемы специальных цилиндров

Например, когда необходимо получить движение исполнительно­го органа с несколькими различными скоростями, применяют сумми­рующие цилиндры (рис.2.77а). Для получения увеличенного хода при­меняют телескопические цилиндры (рис.2.77б). Мембранные цилинд­ры (рис.2.77в) дают возможность получить большие усилия при не­большом ходе, а сильфоны (рис.2.77г) обеспечивают высокую чувстви­тельность к изменениям давления и малые перемещения.

Суммирующий гидроцилиндр (рис.2.77а) имеет три входа-выхода А, Б и В. Поэтому, если подать рабочую жидкость с величиной расхо­да Q по каналу А в штоке 3, а каналы Б и В соединить с баком, то пор­шень 2 будет перемещаться со скоростью v₁ = 4Q/(πd₁² ).

Подав жидкость по каналу Б и В в гильзе 1, получим скорость v₂=4Q/(π(D²-d²₂-d₁²))

При подаче жидкости лишь в канал Б, получим скорость движения v₃=4Q/[ π (D²-d²)].

Если же напорную гидролинию насоса соединить с каналами А и Б, то можно получить скорость

v₄=4q/(πD²).

Подав жидкость в канал В, можно осуществить реверс поршня 2 со скоростью

v₅=4Q/[π(D²-d₂²)]

Нетрудно заметить, что различные скорости получаются за счет алгебраического сложения эффективных площадей цилиндра. Потому он и называется суммирующим.

Телескопический цилиндр (рис.2.77б) представляет собой ряд ци­линдров 1, 2 и 3, вставленных один в другой, с одним штоком 4. Обыч­но нагрузка прикладывается к штоку. Поэтому при подаче жидкости в гидроцилиндр выдвигаются все цилиндры сразу. Когда цилиндр 2 за­кончит свой ход, начнет выдвигаться цилиндр 3, а затем уже поршень со штоком 4. Поэтому общий ход цилиндра составит сумму перемеще­ний цилиндров 2, 3 и штока 4.

Достоинство мембранных гидроцилиндров (рис.2.77в) заключает­ся в большой эффективной площади мембраны 2, благодаря чему пор­шень 2 может преодолевать большие усилия F. Однако ход таких ци­линдров мал. Поэтому большое применение мембранные цилиндры нашли в зажимных и тормозных устройствах, когда нужны большие силы, а перемещение незначительно.

Сильфонные цилиндры (рис.2.77г) представляют собой гофриро­ванную трубку (металлическую или резинотканевую), закрытую с обе­их сторон. Наружный диаметр D_н сильфонов достигает 200 мм, а рабо­чее давление - 15 МПа (для малых диаметров). Тянуще-толкающая сила сильфонов F зависит от его среднего диаметра D_ср = (D_н+D_вн)/2 и определяется выражением F = PπD_ср²/4.

Для сильфонов характерен ряд ограничений. Так, не допускается его растягивать более, чем на 10%, и сжимать более, чем на 15% от нор­мальной длины сильфона. Во избежание скопления в гофрах газов предъявляются более жесткие требования по содержанию нерастворенного воздуха в рабочей среде. Поэтому сильфоны находят более широкое применение в пневматических приводах в качестве чувстви­тельных элементов контрольно-измерительной аппаратуры.

Для предотвращения жестких ударов поршня о крышки цилиндра в конце хода предусматриваются различного рода тормозные устройс­тва, показанные на рис.2.78. Они могут быть встроены в цилиндр (рис.2.78а, б, в), а могут быть расположены в трубопроводе (рис.2.78в). Так, в гидроцилиндре 1 (рис.2.78а) торможение поршня осуществляет­ся за счет дросселирования вытесняемой из полости в крышке 3 жид­кости через кольцевой зазор между ступицей поршня 2 и расточкой в крышке. Торможение начинается с момента входа ступицы 2 в расточ­ку крышки. До этого момента жидкость свободно вытесняется через отверстие в цилиндре 1.

В тормозном устройстве, показанном на рис.2.78б, в момент входа ступицы 2 в расточку крышки 3 жидкость из правой полости цилинд­ра 1 вытесняется через игольчатый дроссель 4, вследствие чего и осу­ществляется торможение поршня. От степени открытия дросселя 4 за­висит интенсивность торможения: чем больше сопротивление поршня и чем меньше проходное сечение, тем больше замедление поршня. Для реверса поршня жидкость подается в полость цилиндра через обрат­ный клапан 5 и центральное отверстие в крышке.

Торможение по схеме рис.2.78в осуществляется за счет дросселя 4, встраиваемого в трубопровод, с момента перекрытия поршнем 2 от­верстия А в цилиндре 1. В этом случае вся вытесняемая из правой по­лости цилиндра жидкость направляется к дросселю 4. Обратный кла­пан 5 обеспечивает подвод жидкости в правую полость цилиндра, ми­нуя дроссель 4 при реверсе поршня.

И, наконец, в цилиндре 1 (рис.2.78г) осуществляется ступенчатое торможение по мере перекрытия поршнем 2 при своем движении впра­во отверстий А, Б, В и Г. Тем самым скачкообразно нарастает сопро­тивление на пути вытесняемой из правой полости рабочей жидкости, и кинетическая энергия движущегося поршня тратится на преодоление сопротивления, что и приводит к снижению скорости поршня.

Рис. 2.78. Способы торможения гидроцилиндров

Общим недостатком всех этих тормозных устройств является спо­собность к торможению лишь в конце максимально возможного хода поршня. Если же в работе привода используется лишь часть хода цилин­дра и необходимо осуществлять торможение, то необходимо тогда исп­ользовать другой способ - торможение путем дросселирования жид­кости через тормозные устройства, подключаемые в приводе системой управления в необходимые моменты работы гидравлической системы.

Для осуществления возвратно-вращательных движений (поворо­тов в обе стороны на ограниченный угол) применяются неполноповоротные гидравлические моторы (рис.2.79) и гидравлические цилинд­ры, объединенные с различного рода механическими передачами (рис.2.80). Условное обозначение поворотных гидродвигателей приве­дено в таблице 2.1.

Неполноповоротные гидромоторы (рис.2.79а) конструктивно сос­тоят из статора 1 диаметром D, ротора 2 диаметром d, в котором рас­полагается пластина 3 (их может быть две (рис.2.79б) или три). Подвод и отвод рабочей жидкости Q осуществляется по каналам А и Б в разде­лителе 4. Воздействуя на пластину, рабочая жидкость создает вращаю­щий момент М, величина которого зависит от радиуса приложения ок­ружной силы r=(D+d)/4 и самой окружной силы F = PS = Pl(D— d)/2, где S - площадь пластины, на которую воздейст­вует жидкость, а l- рабочая длина пластины вдоль оси вращения.

Рис.2.79. Схемы поворотных гидродвигателей: а – однопластинчатого; б – двухпластинчатого

Рис.2.80. Гидроцилиндры для качательных движений

Тогда M = Pzl(D — d )/8, где P - разность давлений в напорной и сливной полостях гидромотора, а z - число пластин. Нетрудно заметить, что величины момента могут быть получены очень значительными. Частота вращения ротора определяется по формуле:

ω=8Q/[(D²-d²)lz].

Фактические значения вращающего момента и частоты вращения будут несколько меньшими из-за потерь давления на преодоления сил трения и утечек рабочей среды. А они могут быть значительными из-за сложностей уплотнения радиального зазора между пластиной стато­ром и торцевого зазора между пластиной и торцевой крышки мотора.

Угол поворота φ  неполноповоротного гидромотора зависит от числа пластин. Так, для однопластинчатого гидромотора он составля­ет не более 270°, для двухпластинчатого - до 150°, для трехпластинчатого - до 70°.

Если же необходимо обеспечить угол поворота более 2π, можно применить такой неполноповоротный гидромотор с дополнительной передачей, например, в виде зубчатого редуктора. Но этот путь не всег­да осуществим, поскольку ведет к увеличению габаритов и массы дви­гателя и снижает энергоемкость привода.

Часто для получения качательных движений на угол, превышаю­щий 2π, используются гидроцилиндры со встроенными механически­ми преобразователями поступательного движения поршня во враща­тельное (качательное) движение исполнительного звена.

Так, на рис.2.80а показан гидроцилиндр с реечно-зубчатой переда­чей. Поршни цилиндра связаны с зубчатой рейкой 1, которая находится в зацеплении с шестерней 2, вращающей вал 3. Таким образом, возврат­но-поступательное движение поршня преобразуется во возвратно-вра­щательное движение вала 3. При этом его угол поворота зависит от дли­ны хода поршня (рейки 1) и диаметра шестерни. Вращающий момент та­кого гидродвигателя также будет зависеть от диаметра шестерни 2, а так­же и от диаметра d поршня, на который воздействует рабочая жидкость при давлении Р, т.е. можно записать, что M = Pnd²mz/8, где m - модуль реечной передачи, а z - число зубьев шестерни. Зная длину хода поршня l и параметры реечной передачи, легко определяется угол поворота в ра­дианах φ = 2πl/(mz). Частота вращения тоже определяется легко:

ω=8Q/(πd²mz).

Отличие гидромотора на рис.2.80б от предыдущих заключается в том, что рейка выполнена на самом цилиндре 1, а поршень 4 с полыми штоками 2 и 3 неподвижен.

В гидроцилиндре на рис.2.80в применена несамотормозящая винто­вая передача. Поршень 1 и винт 2 связаны между собой. Поэтому при пе­ремещении поршня с винтом  относительно  жестко  закрепленной гайки 3 вращается винт и жестко связанный с ним шлицевой вал 4, пере­дающий вращение выходному валу 5. В таком двигателе вращающий момент будет зависеть от рабочей площади поршня, диаметра и угла подъема резьбы винта, а угол поворота от длины хода поршня 1 и шага винта 2.