735

Соотношение между 21 и 22 зависит от числа зубьев z1 и z2 колёс 1 и 2:

21 = 22 z2 /(z1 – z2).

(2.22)

Рабочий объём героторного насоса в несколько раз больше объёма впадин колеса 2, так как колесо 2 за один вокруг собственной оси несколько раз обегает внешнее колесо 1. Это является существенным преимуществом героторных насосов и гидромоторов. Их недостатки – в сложности изготовления зубчатых колёс и распределительного устройства, обеспечивающего перемещение линий всасывания и нагнетания за движущимися камерами насоса. А движутся эти камеры в z2 /(z1 – z2) раз быстрее, чем вращается колесо 2.

Героторные насосы применяют в силовых передачах, а также в системах рулевого управления некоторых колёсных машин. В рулевом управлении этот насос выполняет функцию насоса-дозатора, обеспечивая пропорциональность угла поворота рулевого и управляемых колёс.

Героторный гидромотор

Героторные гидромотор устроен аналогично героторному насосу. На рис. 2.30

показана конструкция героторного гидромотора. Масло из напорной

линии через отверстие А в корпусе 1, каналы В в распределителе 8 и отверстия Г в распределительном диске 2 попадает в рабочую камеру между зубьями ротора 4 и статора 5. Перекатываясь под действием давления масла по статору 5, ротор 4 вращает через промежуточный вал 3 распределитель

8, а через промежуточный

Рис. 2.30. Героторный гидромотор типа OMV (фирма «Danfoss»)

вал 7 выходной вал 6.

Распределитель 8, вращаясь вместе с промежуточным валом 3, непрерывно вслед за обеганием ротора 4 по статору 5 перемещает полости давления и слива. Скорость обегания зависит от чисел зубьев ротора и статора и она в несколько раз больше скорости вращения ротора и выходного вала относительно собственной оси. Масло под давлением подаётся из линии А через отверстия В вращающегося распределителя 8 и неподвижного распределительного диска 2. Слив отработавшего масла – через отверстия распределительного диска 2 и распределителя 8 в линию Б. Для реверсирования гидромотора масло под давлением подают в линию Б, линию А соединяют со сливом.

Героторные гидромоторы относят к тихоходным, высокомоментным. Номинальная частота вращения вала от 200 до 400 об/мин.

Контрольные вопросы

1. Устройство и работа шестерённых насосов внешнего и внутреннего зацепления. Как обеспечивается торцевая герметизация рабочих камер? 2. Запишите зависимости для определения рабочего объёма и производительности шестерённых насосов внешнего и внутреннего зацепления. 3. Устройство и работа героторного насоса. 4. Преимущества и недостатки героторных насосов. 5. Устройство, работа и основные характеристики героторного гидромотора.

41

3.ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ЦИЛИНДРЫ

3.1.Классификация гидроцилиндров

Гидроцилиндр – двигатель поступательного действия (рис. 3.1), преобразую-

щий энергию потока масла под давлением в поступательное движение выходного звена

(штока). Сила на штоке

преодолевает

сопротивле-

а)

б)

в)

ние на рабочем органе.

По устройству гидро-

цилиндры

бывают

(см.

рис. 3.1):

а, б, в,

г,

и, к –

г)

д)

поршневые;

д –

плунжер-

ные; е – телескопические;

ж – мембранные; з – силь-

фонные; и – поршневые

тандемы; к – поршневые

сдвоенные.

е)

з)

ж)

Гидроцилиндр

одно-

стороннего действия имеет

поршень, плунжер или гиб-

кую мембрану (см. рис. 3.1,

а, д, е, ж), которые пере-

мещаются

в

одну сторону

и)

к)

силой давления масла, а об-

ратно – пружиной или ве-

сом груза.

Поршневые

гидроци-

линдры двустороннего дей-

ствия имеют две и более ра-

Рис. 3.1. Гидравлические цилиндры:

бочие камеры (см. рис. 3.1,

а, д, е, ж, з – одностороннего действия;

б, в, г, и, к), в которые по-

б, в, г, и, к – двустороннего действия

очередно

подают

масло

под давлением. Камеру П, образованную корпусом (цилиндром) и поршнем, называют поршневой, а камеру Ш, образованную корпусом, поршнем и штоком, – штоковой. Поршневые, плунжерные и телескопические цилиндры одностороннего действия имеют только камеры типа П. Поршневой цилиндр с двусторонним штоком имеет две камеры типа Ш.

Для увеличения движущей силы применяют поршневые тандемы (см. рис. 3.1, и), которые имеют один шток и два последовательно расположенных поршня, разобщенных камерами типа Ш.

Для увеличения хода штока применяют телескопические (см. рис. 3.1, е) и сдвоенные гидроцилиндры (см. рис. 3.1, к). В сдвоенном гидроцилиндре два корпуса состыкованы со стороны дна, а штоки выдвигаются в противоположные стороны. Масло в поршневую полость П и штоковые полости Ш1 и Ш2 подают через отверстия, просверленные в одном из штоков, который при работе цилиндра неподвижен. Полости Ш1 и Ш2 соединены между собой наружным трубопроводом. Для выдвижения подвижного штока сдвоенного гидроцилиндра масло подают в полость П.

В гидроприводах машин наиболее часто применяют поршневые гидроцилиндры двустороннего действия.

42

3.2. Устройство поршневого гидроцилиндра двустороннего действия

Устройство (рис. 3.2) показано на примере гидроцилиндра экскаватора ЭО-5124. Основные детали: 1 – гильза (цилиндрический корпус); 2 – поршень; 3 – шток (в данной конструкции выполнен пустотелым для уменьшения массы); 4 – дно с проушиной; 5 – крышка; 6 – проушина на штоке. Герметизацию поршневой и штоковой полостей выполняют уплотнения 8 и 9, манжеты 18 и 19, грязесъёмник 20. Поршень 2 закреплён на штоке 3 с помощью гайки 10 и втулки 11.

При подаче масла по
каналу Г	в	поршневую
полость шток выдвигает-
ся, масло из штоковой по-
лости вытесняется порш-
нем в бак через канал Д.
При смене		направления
подачи масла (канал Д со-
единён с напорной лини-
ей, а канал Г – со слив-
ной) шток втягивается.
При подходе порш-
ня к крайнему положе-
нию диск 14 или 15, пе-
ремещаемый		пружиной
12 или 13, перекрывает			Рис. 3.2. Устройство гидроцилиндра
основной	выход вытес-

няемому на слив потоку.

Тогда масло течёт через малые отверстия (дроссели) в диске 14 или 15. Это уменьшает скорость поршня и силу его удара о дно и крышку.

Весьма распространена конструкция тормозного дросселирующего устройства, изображенная на рис. 3.3. С обеих сторон поршня имеются выступающие демпфирующие втулки 9 и 10 с продольными канавками на наружных поверхностях. При подходе к крайним положениям втулки своим телом перекрывают основные отверстия для истечения потока и направляют поток на слив через продольные канавки, выполняющие роль дросселей.

р

Рис. 3.3. Устройство гидроцилиндра с демпфирующими устройствами с двух сторон: 1 – крышка; 2 – дно; 3 – корпус; 4 – шток; 5 – поршень; 6, 7 – уплотнения по штоку;

8.1; 8.2 – варианты уплотнений по поршню; 9, 10 – демпфирующие втулки; 11, 12 – обратные клапаны

Чтобы стронуть шток из крайнего положения, масло подаётся под поршень через обратные клапаны 11 или 12.

43

v

Рис. 3.4. Расчётная схема к определению необходимой депфирующей способности гидроцилиндра

Если гидроцилиндр приводит массивный рабочий орган, существенной ошибкой будет выбор гидроцилиндра без демпфирующего устройства или с недостаточной демпфирующей способностью, т.е. с недостаточной энергией Ец, которую может рассеять дроссель на пути торможения. В таких случаях возможно разрушение элементов гидроцилиндра из-за сильных ударов поршня о дно и крышку.

Наиболее неблагоприятный случай – опускание груза массой m со скоростью v при отсутствии тормозного клапана между распределителем и гидроцилиндром Ц (рис. 3.4). Кинетическую энергию груза mv2/2 и работу mgL веса груза mg на пути демп-

фирования L должен погасить демпфер, т.е. должно быть соблюдено условие: Ец

mv2/2 + mgL.

Некоторые фирмы указывают демпфирующую способность выпускаемых ими гидроцилиндров, т.е. количество энергии Ец, которое может рассеять дроссель на пути торможения L.

Особенностью проушин 4 и 6 (см. рис. 3.2) является наличие в них сферических подшипников скольжения, содержащих внутренние 21 и наружные 22 детали. Деталь 22 зафиксирована в теле проушины разрезными кольцами 23. Дистанционные втулки 24 и уплотнительные манжеты 25 в состав гидроцилиндра не входят. Смазку подшипника производят через прессмасленку 26 или через осевой канал оси крепления.

Наличие сферических подшипников в проушинах позволяет монтировать цилиндр на машине при некоторой непараллельности осей крепления и исключить боковые силы на цилиндр.

Важную роль в гидроцилиндре играют уплотнительные устройства. Уплотнения 18, 19 и 20 (см. рис. 3.2) исключают утечки масла из системы по штоку. Эти утечки недопустимы. Уплотнения 7 и 8 ограничивают или исключают перетечки масла между полостями П и Ш. Величина этих утечек строго нормирована.

На поверхность выдвинутого штока, покрытую тонкой масляной пленкой, осаждается пыль. При втягивании часть пыли вместе со штоком по-

падает в полость Ш. Здесь пыль смывается маслом и попадает в гидросистему.

На рис. 3.5 изображен поршневой гидроцилиндр без дросселирующих устройств. Показаны уплотнения 6, 7, 8, 9 для герметизации подвижного соединения штока 1 с крышкой 4 и уплотнения 9, 10, 11 для герметизации соединений поршня 3 с корпусом 2 и штоком 1.

Рис. 3.5. Уплотнения гидроцилиндра:

1 – шток; 2 – корпус;

3 – поршень; 4 – крышка;

5 – пылезащитное уплотнение подшипника в проушине;

6 – полиуретановый грязесъёмник;

7 – манжетное уплотнение штока;

8 – предварительное уплотнение;

9 – опорно-направляющее кольцо;

10 – уплотнение поршня; 11, 12 – уплотнения с защитными кольцами

44

3.3.Геометрические характеристики поршневого гидроцилиндра

Кгеометрическим характеристикам отнесены:

а) D – внутренний диаметр цилиндра; d – диаметр штока; Хшт – ход штока;

б) Sо – расстояние между осями проушин при полностью втянутом штоке. Размер Sо зависит от хода штока, конструкции дна, крышки и уплотнений. Его величину необходимо принимать по документации завода-изготовителя. Ориентировочные значения: Sо ≈ Хшт + 4D при D < 100 мм и Sо ≈ Хшт + 3D при D > 100 мм, где D – внутренний диаметр цилиндра;

в) Ап = D2/4 – рабочая площадь со стороны поршневой полости (площадь круга,

диаметр которого равен внутреннему диаметру цилиндра);

г) Аш = (D2– d2)/4 – рабочая площадь со стороны штоковой полости (площадь кольцевой поверхности, равная рабочей площади со стороны поршневой полости минус площадь поперечного сечения штока);

д) Vп = Хшт D 2/4 – рабочий объём поршневой полости;

е) Vш = Хшт (D2 – d 2)/4 – рабочий объём штоковой полости; ж) – отношение рабочих площадей:

= Ап/Аш= D2/(D2 – d2).

(3.1)

В подъемно-транспортных, строительных и дорожных машинах в основном применяют гидроцилиндры, у которых d = 0,5D; = 1,33 (гдроцилиндры с тонким штоком); d = 0,6D; = 1,56 и d = 0,7D; = 1,96 (гидроцилиндры с толстым штоком).

Отечественные и зарубежные фирмы выпускают гидроцилиндры с диаметром до 500 и более мм и с давлением до 32 и более МПа.

3.4.Схемы соединения гидроцилиндров

снапорной и сливной линиями

Рабочие полости гидроцилиндра при изменении позициий распределителя могут быть заперты или соединены с напорной и сливной линиями, а также между собой. На рис. 3.6 изображены пять вариантов соединений рабочих полостей гидроцилиндра.

а)				б)				в)	Рис. 3.6. Схемы соединения
									гидроцилиндров с напорными
									и сливными линиями:
									а – запертое положение штока;
									б – выдвижение штока (прямая
									схема соединения);
									в – втягивание штока;
		г)				д)
									г – выдвижение штока
									(дифференциальная схема
									соединения); д – «плавающее»
									состояние штока

Вариант а. Распределитель поставлен (см. рис. 3.6, а) в нейтральную запирающую позицию, при которой линии А и В, идущие к гидроцилиндру, перекрыты. При этом внешние силы не могут сдвинуть шток.

Вариант б. Распределитель поставлен в рабочую позицию (см. рис. 3.6, б), соединяющую напорную линию Р с поршневой полостью П, а сливную линию Т со штоковой полостью Ш. Такое соединение обеспечивает выдвижение штока.

45

Вариант в. Распределитель поставлен в рабочую позицию, обеспечивающую втягивание штока (см. рис. 3.6, в).

Соединения по вариантам б и в называют прямыми.

Вариант г. В этой схеме (см. рис. 3.6, г) применяют распределитель, одна из рабочих позиций которого соединяет напорную линию Р одновременно с поршневой и штоковой полостями гидроцилиндра, при этом сливная линия Т перекрыта. Вследствие разности рабочих площадей полостей П и Ш (Ап Аш) на поршне возникает движущая сила, направленная в сторону выдвижения штока. При этом расход масла, вытесняемого из полости Ш, складывается с расходом, идущим в полость П от насоса. Это увеличивает скорость выдвижения штока при соответствующем уменьшении движущей силы. Схему соединения по варианту г называют дифференциальной. Её применяют для ускоренного выдвижения штока, если оно выполняется без нагрузки.

Вариант д. В этой схеме (см. рис. 3.6, д) применён распределитель, одна из рабочих позиций которого соединяет сливную линию Т одновременно с полостями П и Ш. Это соединение позволяет штоку гидроцилиндра перемещаться в обе стороны под действием внешней силы. Такое состояние штока называют плавающим.

3.5. Сила на штоке и скорость штока

Выдвижение штока. Схема соединения прямая (см. рис. 3.6, б и 3.7).

Рис. 3.7. Схема давлений и сил, действующих на поршень и шток гидроцилиндра при выталкивании штока

Давление в поршневой полости рп= рн – рн-ц, где рн – давление на выходе насоса;рн-ц – сумма потерь давления на пути от насоса до цилиндра. Давление в штоковой полости (противодавление) рш = pЦ-Б ,где pЦ-Б – сумма потерь давления на пути от ци-

линдра до бака. Давлением рп, действующим на площадь πD2/4 поршня, создана движущая на штоке сила. Препятствующие движению силы: сила противодавления в штоковой полости рш π(D2 – d 2) /4, силы трения Fтрп и Fтрш в уплотнениях по поршню и штоку, а также сила сопротивления Fсопр со стоторы ведомого рабочего органа. Сила

Fсопр преодолевается силой на штоке Fвыдв	= рп πD2/4 – рш π(D2 – d 2) /4 – Fтрп – Fтрш.
шт
В практических расчётах влияние сил Fтрп	и Fтрш на величину Fвыдв	учитывают умно-
	шт

жением силы рп πD2/4 – рш π(D2 – d 2)/4 на гидромеханический КПД гидроцилиндра

ηцгм 0,95…0,97:

					2		D2 d2
Fвыдв		р	D			р				.	(3.2)
			4				4
шт		п				ш			цгм
Скорость штока:
		vвыдв		4Qвх			/ ( D2),				(3.3)
		шт				ц

где Qцвх – расход масла на входе в поршневую полость. При отсутствии объёмных потерь на пути от насоса до гидроцилиндра величина Qцвх равна производительности насоса Qн.

46

Втягивание штока. Схема соединения прямая (см. рис. 3.6, в)

При втягивании штока масло под давлением подаётся в штоковую полость. Аналогично формулам (3.2) и (3.3) получено:

– сила на штоке:

D2 d2

2

Fвтяг р

р

D

,

(3.4)

4

4

шт

ш

п

цгм

где рш = рн – рн-ц; рп = pЦ-Б ;

– скорость штока:

vвыдв

4Qвх

/ ( (D2

d2)).

(3.5)

шт

ц

Соотношение между скоростями штока при выдвижении и втягивании получено из зависимостей (3.3) и (3.5):

vвыдв		D2 d2		1	.	(3.6)
шт
vвтяг		D2
шт

Если в формулах (3.2) и (3.4) пренебречь силами противодавления, отношение силы на штоке при его выдвижении к силе при втягивании равно:

	Fвыдв		D2		.	(3.7)
	шт
	Fвтяг		D2	d2
	шт

При прямой схеме соединения сила выдвижения штока в раз больше силы втягивания, а скорость в раз меньше.

Выдвижение штока. Схема соединения дифференциальная (см. рис. 3.6, г)

Поршневая и штоковая полости соединены между собой и с напорной линией, давление в полостях П и Ш одинаково и равно рп = рш = рн – рн-ц. Движущая сила на штоке при выдвижении:

			2		D2 d2			2
Fштвыдв рн	рн-ц	D				цгм рн рн-ц	d		цгм ,	(3.8)
		4			4		4

т.е. сила на штоке при выдвижении в D2/d2 раз меньше, чем при прямой схеме.

При выдвижении штока масло, вытесняемое из штоковой полости (расход Qш = = π(D2 – d2)Vштвыдв ), поступает в поршневую полость вместе с маслом, подаваемым насо-

сом (расход Qн). Подставим Qп = Qн + Qш в формулу (3.3), получим:

vвыдв	4Qн	.	(3.9)
шт	d2

Скорость выдвижения штока в D2/d 2 раз больше, чем при прямой схеме соединения.

Дифференциальную схему применяют, если нагруженным движением является втягивание штока, а ненагруженное выдвижение требуется производить с увеличенной скоростью.

Скорость штока большинства силовых гидроцилиндров не превышает 0,5 м/с.

Контрольные вопросы

1. Опишите устройство и работу гидроцилиндра с односторонним штоком. 2. Основные геометрические характеристики гидроцилиндра. 3. С какой целью и с помощью каких уст-

47

ройств замедляется движение штока при приближении к крайним положениям? 4. Какими условиями ограничивается и чему равна максимальная скорость штока? 5. С какой целью в проушинах гидроцилиндра установлены сферические подшипники? 7. К каким последствиям ведёт нарушение герметизации полостей гидроцилиндра: а – по поршню; б – по штоку? 8. Как через гидроцилиндр попадают в гидросистему твёрдые засорители? 9. Почему у гидроцилиндра с односторонним штоком сила при выдвижении больше, а скорость меньше, чем при втягивании? 10. Чему равно отношение сил и скоростей при выдвижении и втягивании штока? 11. Чему равно отношение мощностей при выдвижении и втягивании штока? 12. Запишите выражения для определения силы и скорости на штоке гидроцилиндра при выдвижении и втягивании. 13. Изобразите схему соединения гидроцилиндра с напорной линией насоса, позволяющую существенно увеличить скорость выдвижения штока при выполнении малонагруженной операции.

4. КЛАПАНЫ УПРАВЛЕНИЯ ДАВЛЕНИЕМ

4.1. Предохранительные клапаны

Назначение предохранительного клапана (КП) – ограничение давления в подво-

дящей напорной линии, защита гидропередач и рабочих органов машины от недопустимо больших перегрузок.

Предохранительные клапаны бывают прямого и непрямого действия. В клапанах прямого действия масло давит непосредственно на запорно-регулирующий элемент, перемещает его и этим открывает необходимую площадь проходного сечения. В клапанах непрямого действия параллельно соединены два клапана; при возрастании давления сначала открывается малый клапан и создаёт перепад давления, необходимый для открытия основного (переливного) клапана.

Предохранительные клапаны прямого действия

На рис. 4.1 схематично показано устройство предохранительных клапанов прямого действия с различными запорно-регулирующими элементами (ЗРЭ) – шариковым (а), коническим (б) и золотниковым (в).

a)

б)

в)

Рис. 4.1. Предохранительные клапаны прямого действия:

а– с шариковым запорным элементом; б – с коническим запорным элементом;

в– с золотниковым запорным элементом; 1 – запорно-регулирующий элемент; 2 – пружина; 3 – корпус; 4 – отверстие, соединяющее предклапанную полость с заклапанной; 5 – регулировочный винт

Ккорпусу 3 подведены две гидролинии: Р – напорная, Т – сливная. Часть корпуса,

скоторой контактирует шариковый или конусный ЗРЭ, называют седлом (посадочным местом). Элемент 1 пружиной 2 прижат к седлу. Силу прижатия регулируют винтом 5.

Сжатием пружины 2 клапан настраивают так, чтобы проход из линии Р в линию Т открывался полностью и пропускал весь расход из защищаемой линии на слив

48

при максимально допустимом для данной гидросистемы давлении рmax. Величину рmax

называют давлением настройки предохранительного клапана.

Клапан начинает открываться при давлении ро = схо/Ао < рmax, где с – коэффициент жесткости пружины 2; хо – величина предварительного сжатия пружины; Ао – проекция площади ЗРЭ, на которую действует давление ро. Величину ро называют давлением начала открытия клапана. У клапанов прямого действия давление ро от 0,70 рmaх до 0,85 рmax.

При перемещении ЗРЭ от седла давление в линии Р резко понижается, пружина возвращает ЗРЭ в исходное положение, клапан закрывается. Если причина, вызвавшая повышение давления, за это время не устранена, то клапан вновь откроется, затем за-

кроется и т.д. Возникают автоколебания ЗРЭ, сопровождаемые его ударами о седло и пульсацией давления в напорной линии. Частоту автоколебаний и силу ударов уменьшает дросселирование масла из предклапанной полости в заклапанную и обратно через отверстия 4. При уменьшении давления в напорной линии ЗРЭ не может быстро опуститься, так как требуется некоторое время на заполнение заклапанной полости. Открывается клапан при росте давления также с некоторым опозданием. Это объясняется инерцией покоя ЗРЭ и тем, что масло из заклапанной полости удаляется в сливную линию через малые отверстия 4.

На рис. 4.2 изображены конструкции двух предохранительных клапанов прямого действия с коническими ЗРЭ. Один из них – ввёртный (рис. 4.2, а), другой – модульный

(рис. 4.2, б).

Корпус 4 клапана, изображенного на рис. 4.2, а, вворачивается, например, в корпус распределителя, в котором имеются напорные и сливные линии, соединённые с линиями Р и Т клапана. Давлением масла на торец ЗРЭ1 создаётся сила, сжимающая пружину 2. При давлении выше давления настройки клапана элемент 1 смещается и открывает путь маслу из линии Р в линию Т.

a)

б)

Рис. 4.2. Предохранительные клапаны прямого действия седельного типа: а – ввёртное исполнение; б – модульное исполнение;

1 – конический ЗРЭ; 2 – пружина; 3 –регулировочный винт; 4 – корпус; 5 – демпфирующий поршень; 6 – корпус седла клапана; 7 – дросселирующее отверстие

49

Для уменьшения автоколебаний запорного элемента 1 (ЗРЭ1) к нему присоединён демпфирующий поршень 5, расположенный в цилиндрической проточке 6. Полость под торцом поршня 5 соединена с напорной линией Р через дросселирующее отверстие 7 (см. рис. 4.2, б). Через это отверстие масло течет в полость под поршнем 5 из напорной линии Р при открытии клапан и вытесняется обратно при закрытии. При этом на дросселе возникает перепад давления, а на поршень 6 действует знакопеременная сила, препятствующая колебаниям ЗРЭ1.

Предохранительные клапаны непрямого действия

Клапаны непрямого действия сложнее по конструкции, но имеют существенно лучшие характеристики – малое изменение перепада давления при существенном изменении пропускаемого расхода, возможность управляемого исполнения и работы в режиме переливного клапана. По быстродействию они уступают клапанам прямого действия.

На рис. 4.3, а изображены устройство и развёрнутая принципиальная схема предохранительного клапана непрямого действия. В нём два параллельно соединённых клапана – основной или переливной с запорным элементом 2 золотникового типа и вспомогательный 1 в виде предохранительного клапана прямого действия с шариковым запорным элементом.

		б)
а)

в)

Рис. 4.3. Предохранительный клапан непрямого действия с золотниковым запорным элементом:

а– управляемый, линия управления Х перекрыта, давление в линии Р ниже давления настройки;

б– неуправляемый, давление в линии Р ниже давления настройки;

в– неуправляемый, давление в линии Р выше давления настройки

Запорный элемент 2 (см. рис. 4.3, а) поджат нерегулируемой пружиной 3. Внутри элемента 2 имеется канал Ж, соединяющий полости Б и В. С одного конца этого канала установлено сопротивление (дроссель) И в виде пробки с малым отверстием.

Если в напорной линии Р и соединённых с нею полостях А, Б, В давление станет выше давления настройки клапана, сила давления масла на элемент 1 преодолеет силу настроечного поджатия пружины 4, элемент 1 переместится, открывая путь малому потоку масла: Р – А – Е – Ж – И – В – Л – Г – Д – Т.

При этом на дросселе И возникнет разность давлений ри = pБ – рв, в результате

элемент 2 переместится, сжимая пружину 3 и открывая путь основному потоку на слив по кратчайшему пути: Р – А – Т.

50