Корзина
22 отзыва
+380503449977
+380675522877
ООО Гидро-Максимум
Корзина

Определение основных параметров гидроприводов поступательного движения

Определение основных параметров гидроприводов поступательного движения

Расчеты гидроприводов поступательного движения поясним применительно к схеме гидропривода, представленной на рис.2.1

Рис.2.1 Схема гидропривода поступательного движения

Заданными величинами являются: - усилие R, приложенное к штоку поршня; - ход S поршня; - длины труб l1 и l2, с помощью которых соединяются все элементы привода; - время рабочего tР и обратного (холостого) tХ хода поршня; - рекомендуемый для использования в системе насос (регулируемы или нерегулируемый); - сорт масла, используемый в ГП; - допустимая температура масла ТМ и температура окружающей среды ТО.

Решение задачи необходимо начать с определения давлений в полостях силового цилиндра и выбора его диаметра. Обозначим полезные площади силового цилиндра через F1 и F2, а давления в этих полостях через P1 и P2:

где D и d - диаметры силового цилиндра и штока поршня.

Составим уравнение равновесия поршня силового цилиндра, пренебрегая силами инерции:

P1 F1 = P2 F2 + R + T

где T - сила трения, приложенная к поршню.

Применительно к гидроприводу, представленному на рис.2, давление P1 в поршневой полости определится:

P1 = PH - ΔPзол 1 - ΔP1

а давление P2 в штоковой полости

P2 = ΔPзол 2 + ΔP2 + ΔPДР + ΔPФ

где PH - давление развиваемое насосом, МПа; ΔPзол 1 и ΔPзол 2 - перепады давлений на гидрораспределителе, МПа;P1 и P2 - перепады давлений в трубах l1 и l2, МПа; ΔPДР - перепад давления на дросселе, МПа; ΔPФ - перепад давления на фильтре, МПа.

Определим площади гидроцилиндра F1 и F2, используя соотношения

где υПР и υПХ -скорости поршня при рабочем и холостом ходе.

Преобразуем (2.4) к виду

Расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр можно определить по формуле

Q = υП · F

Если расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр при рабочем и холостом ходе одинаков, то

Q = υ ПP · F1 и Q = υ ПX · F2

поэтому

Из этого следует, что:

откуда

Следовательно, выражение площади поршня в штоковой полости примет вид:

Подставляя выражения площадей F1 и F2 в (2.1), сможем определить диаметр поршня

или

Следовательно, для определения диаметра поршня цилиндра D нужно найти силу трения T и перепады давлений. Сила трения T увеличивается с ростом давления жидкости в цилиндре и лежит в диапазоне

T = (0.02...0.01)R

Для определения перепадов давлений воспользуемся справочными данными, приведенными в табл.2.1 проверить данные таблицы 2.1

Таблица 2.1

Справочные данные для определения перепадов давлений в гидроаппаратуре при номинальном расходе* (Здесь и далее параметры, обозначенные *, относятся к номинальным)

Гидроаппаратура

Перепад давлений, МПа

Гидроаппаратура

Перепад давлений, МПа

Золотник

0,2

Клапан редукционный

0,5

Обратный клапан

0,15

Гидроклапан давления

0,6

Дроссель

0,3

Напорные золотники

0,3

Регулятор потока (скорости)

0,3 (0,5)

Фильтр пластинчатый

0,1

Применительно к гидроприводу, представленному на рис.2, перепады давлений на золотнике, дросселе и фильтре примем следующим образом

ΔPзол 1 = ΔPзол 2 = 0,2 МПа; ΔPДР = 0,3 МПа; ΔPФ = 0,1 МПа.

Так как перепады давлений в трубах на первой стадии расчета определить нельзя, то примем предварительно ΔP1 = ΔP2 = 0,2 МПа.

Схемой гидропривода, представленной на рис.2.1, предусматривается нерегулируемый насос. В приложении 7 приведены таблицы с техническими характеристиками насосов и гидромоторов. Выбор насоса производим по номинальному давлению P*, которое должно обеспечивать преодоление нагрузки на штоке и подаче Q. Которая обеспечивает скорость перемещения штока.

В зависимости от выбранного насоса, задавшись давлением PН, по формуле находим диаметр D силового цилиндра и в соответствии с ГОСТ 12447-80 сравнить ГОСТы со стандартами ISO округляем до ближайшего стандартного значения в большую сторону.

Стандартные диаметры цилиндров, мм: 5; 8; 10; 14; 16; 18; 20; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200; 220; 250; 280; 320; 360; 400; 500; 630; 800.

По данным [12, с.62], давление в гидроцилиндре назначается ориентировочно в зависимости от величины полезного усилия R.

Дать современный график зависимости давления от нагрузки. Обменяться материалами с Горбуновым.

При R = 10…20 кН давление PН 1,6 МПа; приR = 20…30 кН - PН 3,2 МПа; приR = 30…50 кН - PН 6,3 МПа; приR = 50…100 кН - PН 10 МПа.

Основные параметры гидроцилиндров по ОСТ 22-1417-79 можно принять также из [14, с.90-91].

Для штоков, работающих на сжатие, должно соблюдаться условие S < 10D. При S > 10D шток следует проверить на продольный изгиб. Величину заделки штока принимают равной диаметру D гидроцилиндра, а длину образующей поршня 0,8D. Расчет штока гидроцилиндра на продольный изгиб см. формулу Эйлера [9, с.92], а демпферного устройства учебник Навроцкий [9, с.93].

Толщину δ стенки гидроцилиндра можно определить по формуле Ляме для толстостенных цилиндров [12, с.64]:

а при (ТОНКОСТЕННЫЕ ЦИЛИНДРЫ) по формуле

Допускаемые напряжения на растяжение принимаются равными для стали [σ] = 50…60 МПа (1·106 Н/м2), для чугуна [σ] = 15 МПа (1·106 Н/ м2).

Коэффициент запаса прочности k = 1,25…2,5 в зависимости от категории …………….. оборудования . на котором используется гидропривод..

Далее определяется расход жидкости, поступающей в поршневую полость силового цилиндра,

где υПР - скорость перемещения поршня, м/с.

Подача насоса с учетом утечек рабочей жидкости определится по формуле:

QH = (QЦ + ΔQЦ )·z + ΔQзол + ΔQПК

где ΔQЦ - утечки жидкости в силовом цилиндре; ΔQзол - утечки в золотнике; ΔQПК - утечки через предохранительный клапан; z - число гидроцилиндров.

Утечки через предохранительный клапан примем ΔQПК = 0,1QН. Утечки в силовом цилиндре ΔQЦ приведены в табл.2.2, в золотнике ΔQзол - в табл.2.3.

Таблица 2.2

Основные параметры гидроцилиндров

Основные параметры

Диаметр цилиндра D, мм

40

50

63

70

80

90

100

110

125

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Номинальный расход Q*, л/мин

20

25

40

50

50

50

80

100

100

Максимальное (теоретическое) толкающее усилие, кН

7.75

12.0

18.8

23.7

31

39.2

48.5

58.6

75.8

Ход поршня , мм

200

200

200

300

400

630

630

630

800

Утечки ΔQЦ при давлении P*=6,3 МПа, л/мин (см3/мин*103)

0,025

0,032

0,040

0,045

0,050

0,056

0,063

0,070

0,080

Таблица 2.3

Утечки жидкости в золотнике

Диаметр условного прохода, мм

8

10

12

16

20

32

Утечки ΔQзол при давлении P*=6,3 МПа, см3/мин

50

100

150

200

250

300

Если давление P1 отличается от номинальногоP* , то действительные утечки жидкости в силовом цилиндре и в золотнике можно найти из выражений

подставим полученные значения расходов в цилиндры и утечек QЦ 1, QЦ, Qзол, QПК в уравнение (2.11) и найдем подачу насоса QН. Для подбора насоса обратимся к прил.7. Так как подача насоса рассчитывается через его рабочий объём QН = qwη0, то рабочий объем насоса 

где w- частота вращения ротора насоса; η0 - объемный КПД насоса.

В технических характеристиках насосов указаны номинальные значения объемного КПД η0* при номинальном давлении P*. Если PН отличается от P*, то действительный объемный КПД можно найти из выражения

Вычислив η0, находим согласно (2.12) рабочий объем q, и по нему подбираем насос. После этого уточняем расход жидкости, сбрасываемый через предохранительный клапан в приемный бак:

Таблица 2.4

Рекомендуемые значения скорости рабочей жидкости в напорной линии

PH, МПа

2,5

6,3

16

32

63

100

υРЖ, м/с

2

3,2

4

5

6,3

10

Имея в виду, что

где dТ - внутренний диаметр труб, получим

Найденное значение диаметра dТ округляем до ближайшего стандартного в большую сторону согласно ГОСТ 16516-80 проверить ГОСТ [14, с.7]. Стандартные значения внутреннего диаметра труб: 1; 1,6; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25; 32; 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250.

В гидроприводе применяются стальные бесшовные холоднодеформированные трубы по ГОСТ 8734-75, медные трубы по ГОСТ 617-72, алюминиевые трубы по ГОСТ 18475-82, латунные трубы по ГОСТ 494-76 [14, с.351] и рукава высокого давления по ГОСТ 6286-73 [14, с.363], [2, с.253].

Технические характеристики жестких и эластичных трубопроводов, поворотных соединений трубопроводов подробно изложены в [6, с.195 202].

Уточнив значение dТ, находим среднюю скорость движения жидкости в трубах:

Зная расходы и ориентировочные величины давлений, приступим к выбору гидроаппаратуры.

Подбор гидроаппаратуры

Согласно выбранной схемы гидропривода, а также учитывая значения расходов и давлений, произведем подбор гидроаппаратуры, например по каталогу FESTO. Для конкретизации в качестве расчетного условно принят расход Q = 20 л/мин. Применительно к гидроприводу, представленному на рис.2.2, необходимо выбрать предохранительный клапан, распределительный золотник, дроссель и фильтр. Все данные по выбранной аппаратуре сводим воедино на примере табл.2.5.

Таблица 2.5

Утечки жидкости в золотнике c

Гидроаппаратура

Кол- во

Тип

Расход, л/мин

Давление, МПа

Перепад давлений, МПа

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Предохранительный клапан

1

Г52-22

20

6.3

0.15

 

 

 

Золотник с ручным управлением

1

ПГ74-22

20

20

0.2

 

 

 

Дроссель

1

ПГ-77

20

20

0.3

 

 

 

Фильтр сетчатый

1

С42-51

16

0.63

0.1

 

 

 

Из табл. 2.5 видно, что выбранные предохранительный клапан, золотник с ручным управлением и дроссель соответствуют расчетному расходу, а фильтр имеет пропускную способность 16 л/мин, что меньше расчетного, поэтому в гидросистему необходимо параллельно включить два фильтра. При этом перепад давлений на фильтрах составит

здесь

где n - число фильтров.

Таким образом, был произведен подбор гидроаппаратуры, которая удовлетворяет расчетным данным и по расходу и по давлению.

2.2. Определение действительных перепадов давлений

При определении перепадов давлений исходят из расходов, на которые рассчитана гидроаппаратура. Действительные расходы отличаются от справочных. Поэтому необходимо уточнить значения перепадов давлений.

Перепады давлений на золотнике можно найти из выражений

где ΔP*зол - перепад давлений на золотнике при расходе Q*зол; QЦ1 - расход жидкости в полость нагнетания цилиндра; QЦ2 - расход жидкости из полости слива.

Аналогично могут быть уточнены значения Р и для другой гидроаппаратуры. Однако при подсчете перепада давления на фильтре величины

Для вычисления расхода QЦ2 жидкости, вытекающей из штоковой полости, необходимо найти по формуле диаметр штока d, округлить его значение до ближайшего стандартного в большую сторону по ГОСТ 12447-80 (см. выше) и найти расход

Далее вычисляем средние скорости течения масла в трубах l1 и l2 (см. рис.2) . Средняя скорость течения жидкости РЖ 1 была уже определена по (2.16). Если диаметры труб одинаковые, то

Найдем перепады давлений в трубах. Для этого вычислим числа Рейнольдса:

Зная, чему равна кинематическая вязкость v50º масла при температуре 50ºС, найдем его значение при температуре ТМ по формуле:

или по справочнику.

В табл. 2.6 приведены значения n, а в табл. 2.7 - значения вязкости масла в стоксах (1·10-4 м2/с).

Таблица 2.6

Значения показателей степени n в формуле (2.19)

v50º·10-4, м2

n

v50º·10-4, м2

n

 

 

 

 

0,028

1,39

0,373

2,24

0,0625

1,59

0,451

2,32

0,09

1,72

0,529

2,42

0,118

1,79

0,606

2,49

0,212

1,99

0,684

2,52

0,293

2,13

0,8

2,56

Таблица 2.7

Кинематическая вязкость некоторых индустриальных масел

Масло индустриальное

t, ºС

ρ, кг/м3

v50º·10-4, м2

 

 

 

 

И-5

50

890

0,04…0,05

И-8

50

900

0,06…0,08

И-12

50

880

0,10…0,14

И-20

50

885

0,18

И-25

50

890

0,24…0,27

И-30

50

890

0,28…0,33

И-40

50

895

0,35…0,45

И-45

50

900

0,42

И-50

50

910

0,50

И-70

50

910

0,65…0,75

И-100

50

920

0,90…1,18

Для дальнейших расчетов необходимо определить безразмерный коэффициент гидравлического трения, который зависит от режима течения жидкости.

При ламинарном режиме Т.М. Башта [3, с.29] для определения коэффициента гидравлического трения λ рекомендует при Re<2300 применять формулу

а при турбулентном режиме течения жидкости в диапазоне Re = 2 300…100 000 коэффициент λ определяется по полуэмпирической формуле Блазиуса

Если

где ΔЭ - эквивалентная шероховатость труб (для новых бесшовных стальных труб ΔЭ = 0,05 мм, для латунных - ΔЭ = 0,02 мм), то коэффициент гидравлического трения определяется по формуле А.Д. Альтшуля

Определив коэффициенты гидравлического трения &lambda, находим перепады давлений в трубах:

где ρ - плотность рабочей жидкости, кг/м3 (см. табл.2.7); λ1 и λ2 - коэффициент гидравлического трения для напорной и сливной гидролинии соответственно.

Перепады давлений на дросселе оставляем такими же, как и ранее (перепады давлений на дросселе зависят от степени его открытия). Зная перепады давлений, находим давления в полостях силового цилиндра:

P2 = ΔPзол 2 + ΔP2 + ΔPДР + ΔPФ

затем находим

и уточняем давление, развиваемое насосом:

PН = P1 + ΔPзол 1 + ΔP1

 

Определение основных параметров гидроприводов вращательного движения

Расчет гидроприводов вращательного движения поясним применительно к схеме, представленной на рис.3.1 Для гидромотора крутящий момент

откуда

где РДВ - перепад давлений на гидромоторе; ηМ - механический КПД гидромотора.

Рис.3.1 Схема гидропривода вращательного движения

Из схемы, представленной на рис.3.1, видно, что

РДВ = Р1 - Р2

где

Р1 = РН - ΔРзол 1 - ΔР1; Р2 = ΔРзол 2+ ΔРДР + ΔРФ + ΔР2

О выборе насосов было сказано выше, при рассмотрении гидропривода поступательного движения. Определив Р1 и Р2, находим РДВ и рабочий объем гидромотора q, который уточняем в соответствии с табличными данными гидромоторов из Прил.7 и находим перепад давлений

Расход жидкости, поступающей в гидромотор

QДВ = (qn + ΔQДВ)·z

где ΔQДВ - утечки жидкости в гидромоторе; z - число гидромоторов (для схемы, представленной на рис.3.1, z = 1).

Обычно в справочной литературе заданы либо утечки ΔQ*ДВ в гидромоторе при давлении Р*, либо объемный КПД η*0. Если заданы утечки ΔQ*ДВ, то утечки при давлении Р1 можно найти из выражения

Если задан объемный КПД η*0 при давлении Р*, то для определения утечек ΔQ*ДВ можно воспользоваться следующими соображениями:

Применительно к схеме гидропривода, предоставленного на рис.3.1,

QH = QДВ + ΔQзол + ΔQПК;

Утечки в золотнике ΔQзол определяем аналогично, как это было указано для утечек в гидромоторе:

Утечки через предохранительный клапан

ΔQПК = 0,1QH

При давлении Р* = 6,3 МПа для предохранительного клапана рассчитанного на расход 20 л/мин утечки жидкости через него ΔQПК составляют 100 см3/мин; рассчитанного на расход 40 л/мин - 200 см3/мин; на 80 л/мин - 200 см3/мин; 160 л/мин - 300 см3/мин. Перерасчет утечек при давлении РН следует произвести по формуле

Определив QН, уточняем подачу насоса в соответствии с Прил.7. Далее уточняем расход жидкости, сбрасываемой через предохранительный клапан в приемный бак:

ΔQПК = QН + QДВ + ΔQзол;

По табл.2.4 выбираем рекомендуемую среднюю скорость течения жидкости. И затем вместо QЦ1 подставляем QДВ и находим диаметры труб (см. разд.2)

Выбирая диаметр dТ в соответствии с ГОСТ 16516-80, уточняем среднюю скорость движения жидкости

Перепады давлений в трубах Р1 и Р2 найдем аналогично (см. разд. 2.2). Подбираем гидроаппаратуру. Перепады давлений на гидроаппаратуре при расходах, отличных от номинальных, находим перепады при номинальных расходах Q* см. в табл. 2.1. Уточняем давления

Пример расчёта привода

1. Описание принятой гидросхемы и принципа работы гидропривода

 

Гидравлическая схема привода поворота стрелы челюстного погрузчика представлена на рис.1. Схема состоит из бака, нерегулируемого гидромотора, трехпозиционного гидрораспределителя, двух регулируемых дросселей с параллельно подключенными к ним обратными клапанами, двух гидроцилиндров, фильтра и предохранительного клапана.

Рис.1. Гидросхема привода поворота стрелы

Принцип работы гидропривода согласно указанной схеме заключается в следующем. Из бака рабочая жидкость (масло) забирается насосом и подается к гидрораспределителю. В нейтральном положении золотника гидрораспределителя при работающем насосе на участке трубопровода между насосом и распределителем начинает увеличиваться давление, при этом срабатывает предохранительный клапан и жидкость сливается обратно в бак. При смене позиции золотника (нижняя позиция на схеме) открываются проходные сечения в гидрораспределителе, и жидкость начинает поступать в полости нагнетания гидродвигателей (поршневые полости гидроцилиндров). Из штоковой полости гидроцилиндров масло по гидролинии слива проходит через регулируемые дроссели, гидрораспределитель и, очищаясь фильтром, попадает на слив в бак.

Скорость поступательного движения штоков гидроцилиндров регулируется дросселями. Реверсирование движения штоков осуществляется путем переключения позиций гидрораспределителя. При обратном движении штоков без нагрузки их скорость не регулируется и зависит от расхода рабочей жидкости в штоковые полости. При аварийной остановке штоков (например, непреодолимое усилие) давление в системе возрастает, вызывая тем самым открытие предохранительного клапана.

2. Расчет основных параметров гидропривода

2.1. Определение давлений в полостях нагнетания и слива и определение диаметра поршня силового гидроцилиндра

Согласно схеме гидропривода составим уравнения для давлений в полостях нагнетания гидроцилиндров P1 и в полостях слива P2. Для этого составим схему распределения давлений в гидросистеме.

Рис.2. Схема распределения давлений в гидросистеме

Уравнения давлений P1 и P2 запишем в виде:

P1 = PH - ΔPзол 1 - ΔP2

P2 = ΔPДР - ΔPзол 2 - ΔPФ - ΔP2

где P1 - давление в поршневой полости гидроцилиндра, МПа; P2 - давление в штоковой полости гидроцилиндра, МПа; PН - давление, развиваемое насосом, МПа; ΔPзол 1 и ΔPзол 2 - перепады давлений на гидрораспределителе, МПа; ΔP1 и ΔP2 - перепады давлений в трубах l1 и l2, МПа; ΔPДР - перепад давления на дросселе, МПа; ΔPФ - перепад давления на фильтре, МПа.

Согласно [12, с.62] в зависимости от величины полезного усилии R примем рабочее давление в гидросистеме, т.е. давление, развиваемое насосом PН будет равно 6,3 МПа. Перепады давлений на золотнике, дросселе и фильтре примем следующим образом:

ΔPзол 1 = ΔPзол 2 = 0,2 МПа;

ΔPДР = 0,3 МПа;

ΔPФ = 0,1 МПа.

Так как перепады давлений в трубах на первой стадии расчета определить нельзя, то примем предварительно ΔPзол 1 = ΔPзол 2 = 0,2 МПа. Тогда P1 и P2 будут равны:

P1 = 6,3 - 0,2 - 0,2 = 5,9 МПа;

ΔP2 = 0,3 + 0,2 + 0,1 + 0,2 = 0,8 МПа;

2.2. Определение диаметра поршня силового цилиндра

Составим уравнение равновесия поршней силовых цилиндров, пренебрегая силами инерции:

P1F1 = P2F2 + R + T,

где F1 - площадь поршня со стороны поршневой полости, м2; F2 - площадь поршня со стороны штоковой полости, м2; R - усилие на штоках, кН; T - сила трения, приложенная к поршню.

Сила трения T увеличивается с ростом давления жидкости в цилиндре. Ее можно определить по формуле

T = (0,02...0,1)R = 0,08 · 47 = 3,76 кН.

Определим площади гидроцилиндра F1 и F2, используя соотношения

где υПР и υПХ -скорости поршня при рабочем и холостом ходе.

Преобразуем уравнение к виду

Расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр можно определить по формуле

Q = υП · F

Если расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр при рабочем и холостом ходе одинаков, то

Q = υП · F1 и Q = υП · F2

поэтому

Из этих выражений следует

откуда

Следовательно, выражение площади поршня в штоковой полости примет вид:

Подставляя выражения площадей F1 и F2 в (2), сможем определить диаметр поршня

2.3. Выбор гидроцилиндра

Принимаем стандартный диаметр цилиндра D = 110 мм. По справочнику [6, с.90] выбираем гидроцилиндры общего назначения по ОСТ 22-1417-79 с номинальным давлением P* = 10 МПа (рис.3).

Рис.3. Поршневой гидроцилиндр двухстороннего действия по ОСТ 22-1417-79

Габаритные и присоединительные размеры выбранных гидроцилиндров, мм [6, с.96, табл.3.31]

D

S

d

D1

d1

d2

b

rmax

lmin

110

630

50

127

M33x2

40

40

50

50

Поскольку ход штока S = 10D, то его на продольный изгиб можно не проверять.

Посчитаем площадь поршня в поршневой и штоковой полости

2.4. Определение расхода рабочей жидкости и выбор насоса

Определяем расход жидкости, поступающий в поршневую полость каждого силового гидроцилиндра

где υПР - скорость перемещения поршня, которая определяется отношением хода поршня к времени рабочего хода

тогда

Подача насоса с учетом утечек рабочей жидкости определится по формуле:

Q= (QЦ1 + ΔQЦ)· z + ΔQ зол + ΔQПК,

где ΔQЦ - утечки жидкости в силовом цилиндре; ΔQзол - утечки в золотнике; ΔQПК - утечки через предохранительный клапан; z - число гидроцилиндров.

Утечки в силовом цилиндре ΔQЦ определим по формуле

Утечки в золотнике

Номинальные утечки находим в табл.2.2 и 2.3 [17].

Утечки через предохранительный клапан примем ΔQПК = 0,1QН. Подача насоса

Определим рабочий объем насоса

де n - частота вращения ротора насоса; η0 - объемный КПД насоса,

Выбираем по рассчитанным параметрам пластинчатый гидронасос Г12-24М с рабочим объемом 80 см3, номинальной подачей 70 л/мин, номинальным давлением 6,3 МПа и объемным КПД η0* = 0,9 (рис.4).

Рис.4. Пластинчатый насос Г12-24М

Насос состоит из корпуса 2 с крышкой 9, между которыми размещаются статорное кольцо 11. На приводном валу 4 на шлицах установлен ротор 1, в пазах которого помещены пластины 12. Вал вращается в шариковых подшипниках 3. К торцам ротора прижаты торцевые распределительные диски 7 с четырьмя окнами для всасывания и нагнетания. Один из торцевых распределительных дисков плавающий: в начале работы насоса он поджимается к ротору пружинами 6, а во время работы - давлением жидкости, поступающей из напорной гидролинии. Герметизация насоса достигается установкой резинового или пробкового кольца 10 и манжет 5 из маслостойкой резины. Утечки повалу отводятся через дренажное отверстие 8.

Уточняем расход жидкости, сбрасываемый через предохранительный клапан в бак

ΔQПК = qnη0 - 2(QЦ1 + ΔQЦ) - ΔQ зол = = 80·10-3·1000·0,9 - 2(28,5+0,044) - 0,063 = 14,85 л/мин.

2.5. Расчет диаметра трубопровода и скорости движения жидкости

Находим внутренний диаметр труб, с помощью которых соединяются гидроаппараты. Для этого зададимся скоростью движения жидкости согласно требованиям ГОСТ в зависимости от давления насоса PН . Принимаем υРЖ = 3,2 м/с.

Имея в виду, что

где dТ - внутренний диаметр труб, получим

Найденное значение диаметра dТ округляем до ближайшего стандартного в бoльшую сторону согласно ГОСТ 16516-80 [14, с.7], т.е. dТ = 16 мм.

Уточнив внутренний диаметр труб, находим среднюю скорость движения жидкости в трубах

2.6. Подбор гидроаппаратуры

Зная расходы и ориентировочные величины давлений, приступим к выбору гидроаппаратуры. Применительно к рассчитываемому гидроприводу необходимо выбрать предохранительный клапан, гидрораспределитель, два дросселя, два обратных клапана и фильтр. Производим подбор гидроаппаратуры, удовлетворяющей полученным данным по расходу QН (не ниже 70 л/мин) и давлению P (не ниже 6,3 МПа). Все данные по выбранной аппаратуре представлены в табл.1.

Гидроаппаратура

Кол-во

Тип

Расход, л/мин

Давление, МПа

Перепад давлений, МПа

Предохранительный клапан [14, с.124]

1

ПГ54-34М

125

6,3

0,6

Гидрораспределитель [14, с.78, 85, 86] (ΔP по [14, рис.4.3])

1

ВММ10.44

33

32

0,22

Дроссель [14, с.143, 146, 148]

2

ПГ77-14

80

20

0,25

Фильтр щелевой [14, с.304]

1

40-80-1

40

6,3

0,1

Клапан обратный [14, с.108]

2

Г51-33

63

20

0,25

 

2.7. Описание выбранной гидроаппаратуры

Предохранительный клапан ПГ54-34М (рис.5) стыкового присоединения состоит из следующих основных деталей: корпуса 3, колпачка 5, золотника 2, пружины 6, регулировочного винта 8 и втулки 7. Масло подводится к аппарату через отверстие P и отводится через отверстие A. Линия P через канал 10 и малое отверстие (демпфер) 11 соединена с полостью 1, а полость 9 через канал 4 - с отверстием A. Когда усилие от давления масла на торец золотника в полости 1преодолевает усилие пружины 6 (регулируется винтом 8) и усилие от давления масла на противоположный торец золотника в полости 9, золотник перемещается вверх, соединяя линии Pи A.

Рис.5. Конструкция гидроклапана давления ПГ54-34М

Гидрораспределитель типа ВММ10.44 по ГОСТ 24697-81 (рис.6) имеет чугунный литой корпус1, в котором выполнены каналы для подключения линий P, T, A и B. Корпус имеет пять маслоподводящих канавок. В центральном отверстии корпуса (диаметром 10 мм) расположен золотник 2, который через толкатели 3 перемещается узлом управления.

Рис.6. Распределитель ВММ 6.44 и пилот с управлением от рукоятки: а) внешний вид; б) конструкция; в) исполнение по 44-й гидросхеме

Дроссель типа ПГ77-14 (ТУ27-20-2205-78) состоит из следующих основных деталей (рис.7): корпуса 1, втулки 2, втулки-дросселя 3, винта 4, валика 6, лимба 8, контргайки 7, пробки 11, пружины 10, указателя оборотов 5 и штифта 9. Масло из гидросистемы подводится к отверстию "подвод" аппарата, проходит через дросселирующую щель, образованную фасонным отверстием во втулке 2 и торцом втулки-дросселя 3 (вид Б), и отводится через отверстие "отвод". Расход регулируется путем осевого перемещения втулки-дросселя 3 с помощью винта 4 в одну сторону и пружины 10 - в противоположную. Винт поворачивается от лимба 8 через валик 6. Между винтом и валиком установлена втулка с зубчатым зацеплением, позволяющим так устанавливать лимб относительно валика, что при полностью закрытом дросселе утечка него не превышает 0,06 л/мин. Полному осевому перемещению втулки-дросселя соответствует четыре оборота лимба, что позволяет плавно регулировать расход масла. После каждого полного оборота лимб с помощью штифта 9 поворачивает на ¼ оборота указатель 5, на торце которого имеются цифры "1"…"4"; самопроизвольный поворот указателя предотвращает шариковый пружинный фиксатор. Острые кромки по всему периметру дросселирующей щели практически исключает зависимость установленного расхода от температуры масла, а треугольная форма проходного сечения при малых открытиях уменьшает опасность засорении.

Фильтр щелевой 40-80-1 ГОСТ 21329-75 (рис.8) имеет фильтрующий пакет, состоящий из набора основных 8 и промежуточных 9 пластин. Фильтр по конструкции состоит из стакана 1, крышки 2, оси 3, стойки 10 с закрепленными на ней скребками 11, рукоятки 4, уплотнений 5, 6 и пробки 7, служащей для слива загрязнений. Из отверстия I крышки масло проходит через щели между платинами 8 и отводится в гидросистему через отверстие II. При повороте фильтрующего пакета рукояткой 4 скребки 11 прочищают щели между основными пластинами. Очистку фильтрующего пакета не рекомендуется выполнять во время работы гидропривода.

Рис.7. Конструкция дросселя ПГ77-14

Рис.8. Фильтр щелевой 40-80-1

Обратный клапан Г51-33 (ТУ2-053-1649-83Е) состоит из корпуса 1, к коническому седлу которого пробкой 5 через пружину 4 прижат плунжер 3. Масло, подводимое в отверстие 7, приподнимает плунжер и проходит в отводное отверстие 2. При изменении направления течения давление масла в отверстии 2 (и полости 6) вместе с пружиной 4 плотно прижимает плунжер к седлу, исключая возможность обратного потока.

Рис.9. Обратный клапан Г51-33

 

2.8. Определение действительных перепадов давлений

При определении перепадов давлений исходят из расходов, на которые рассчитана гидроаппаратура. Действительные расходы отличаются от справочных. Поэтому необходимо уточнить значения перепадов давлений.

Перепады давлений на золотнике можно найти из выражений

где ΔP* зол- перепад давлений на золотнике при расходе Q* зол; QЦ1 - расход жидкости в полость нагнетания цилиндра; QЦ2 - расход жидкости из полости слива.

Определим расход QЦ2 жидкости, вытекающей из штоковой полости

Определим перепады давлений

Аналогично могут быть уточнены значения ΔР и для другой гидроаппаратуры.

При подсчете перепада давления на фильтре отношение QЦ2 / Q*Ф подставлять нужно в первой степени, т.к. режим движения жидкости в фильтре ламинарный:

Для определения действительных перепадов давления в трубах сначала определим среднюю скорость движения жидкости в сливной магистрали l2

Далее определим числа Рейнольдса

где ν - кинематическая вязкость масла, которая определяется по формуле:

здесь ν50º - кинематическая вязкость индустриального масла И-100, м2/с; TМ - температура масла, ºС; n - показатель степени, зависящий от ν50º.

Поскольку Re1 и Re2 меньше критического числа, режим течения в трубах ламинарный, поэтому коэффициент гидравлического сопротивления определим по формуле

пределив коэффициенты гидравлического трения λ, находим перепады давлений в трубах:

где ρ - плотность рабочей жидкости, для И-100 ρ = 920 кг/м3; λ1 и λ2 - коэффициент гидравлического трения для напорной и сливной гидролинии соответственно.

Поскольку перепады давлений на дросселе зависят от степени его открытия, то оставим их такими же, как и ранее ΔPДР 1 = ΔPДР 2 = 0,25 МПа.

По уточненным перепадам давлений находим перепад давлений в полостях силового гидроцилиндра

P2 = ΔРДР + ΔРзол 2 + ΔРФ + ΔР2 = 0,25 + 0,103 + 0,057 + 0,06 = 0,47 МПа

По формуле определим P1

и уточним давление, развиваемое насосом

РН = Р1 + ΔРзол 1 + ΔР1 = 5,7 + 0,164 + 0,17 = 6,034 МПа.

3. Определение КПД гидропривода

Определим КПД гидропривода, учитывая, что он работает при постоянной нагрузке.

Общий КПД проектируемого гидропривода, работающего при постоянной нагрузке определим по формуле

где Nпр - затрачиваемая мощность привода (насосной установки),

где η - общий КПД насоса при расчетных значениях давления, расхода, вязкости рабочей жидкости и частоты вращения приводного вала насоса;

Nпол - полезная мощность привода, которая определяется по заданным нагрузкам и скоростям гидродвигателей: для привода с гидроцилиндром

Nпол = R υПРz = 47·0,05·2 = 4,7 кВт,

где z - число силовых цилиндров, включенных в привод.

Общий КПД проектируемого гидропривода ηобщ = 0,6. Причина такого низкого КПД заключается в том, что в схему включено два силовых гидроцилиндра с большой силой трения, приложенной к поршню.

4. Расчет объема гидробака

Определим потери мощности в гидроприводе, переходящие в тепло, найдя разницу между затрачиваемой мощностью и полезной

ΔN = Nпр - Nпол = 7,8 - 4,7 = 3,1 кВт.

Количество тепла Eпр, выделяемое в гидроприводе в единицу времени, эквивалентно теряемой в гидроприводе мощности ΔN

Eпр ΔN, т.е. Епр = 3,1 кВт

Перепад температур между рабочей жидкостью и окружающим воздухом

ΔT = TM - TO = 60 - 14 = 46°C

Площадь поверхности теплообмена, необходимая для поддержания перепада ΔTуст ΔT

где Kтр и Kб - коэффициенты теплопередачи труб и гидробака, Вт/(м2·ºС).

Примем Kтр = 12 Вт/(м2·ºС) и Kб = 8 Вт/(м2·ºС), тогда

Площадь поверхности теплообмена складывается из поверхности труб Sтр, через которые происходит теплообмен с окружающей средой, и поверхности теплоотдачи бака Sб

Sпов = Sтр + Sб

Определим площадь поверхности труб

Найдя площадь поверхности гидробака, определим его объем Vб и округлим до стандартного значения в большую сторону

Округлив до стандартного значения объем бака Vб, принимаем его равным 1 литр. Однако, согласно рекомендациям по проектированию гидропривода, объем гидробака должен быть в три раза больше объема масла, находящегося в трубопроводах и гидроаппаратах системы.

Определим объем рабочей жидкости, находящейся в гидросистеме. Объем масла в трубах

Объем масла в двух гидроцилиндрах

VГЦ = 2 F1 S = 2·9,5·10-3·0,5 = 0.0095 м3

Объем масла в гидронасосе равен его рабочему объему

VН = q = 0,08 л.

Объем масла в фильтре можно приближенно посчитать исходя из геометрических размеров выбранного фильтра. Стакан фильтра имеет цилиндрическую форму диаметром 110 мм и высотой 205 мм. Пластины занимают приблизительно 60% внутреннего объема фильтра. Исходя из этих геометрических характеристик объем масла, заполняющего фильтр равно

Объемом масла, находящегося в гидрораспределителе, дросселях и обратных клапанах можно пренебречь.

Таким образом, объем рабочей жидкости, находящейся в гидросистеме равен

V = Vтруб + VГЦ + VН + VФ = 2,61 + 9,5 + 0,08 + 0,8 = 12,99 л.

Тогда объем бака равен

Vб = 3V = 3 12,99 = 38,97 л,

а округляя его до стандартного значения объема по ГОСТ 12448-80 примем объем бака Vб = 40 литров.

5. Построение нагрузочной характеристики гидропривода

Нагрузочная характеристика гидропривода выражает зависимость скорости движения выходного звена от нагрузки на нем.

Применительно к схеме проектируемого гидропривода найдем перепад давлений на дросселе. Используя выражения (1) и (2), составим систему уравнений

и, решая эти уравнения относительно ΔРДР, получим

Определим площадь проходного сечения в дросселе по формуле:

де μ - коэффициент расхода дросселя, для дросселей золотникового типа μ = 0,4 [10, с.50].

Далее для построения силовой характеристики привода зададимся рядом значений R и из выражения определим ΔРДР. Для этих значений ΔРДР, найдем скорости перемещения поршня

Величину R следует изменять от нуля до максимального значения R max, при котором скорость перемещения поршня равна нулю. Все вычисления сведем в табл.2.

Таблица 2

R, кН

ΔРДР, МПа

υП, м/с

0

6481

0,255

10

5,160

0,227

20

3,829

0,196

30

2,500

0,158

40

1,180

0,108

45

0,510

0,072

47

0,250

0,050

48

0,120

0,035

48,5

0,050

0,022

48,8

0,010

0,010

48,87

0

0

По данным вычислений строится график υП = f(R) (рис.10).

Рис.10. Нагрузочная характеристика

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Предыдущие статьи