602

—цель расчета с указанием величин, подлежащих определению, и элементов, подлежащих выбору;

—условия расчета (нагрузки, скорости, перемещения, температура воздуха, температура и марка МГ, а также другие факторы, учитываемые при выполнении расчета);

—расчетная схема (рис. 1). Это важный компонент процедуры проектирования. Схема должна соответствовать заданию, содержать упрощенное изображение всех элементов привода. Околокаждогоэлемента схемы записатьзаданные иопределяемые параметры (мощность, скорость, диаметр, рабочий объем и др.);

—расчет (расчетные зависимости, обоснование их выбора, выполнение вычислений);

—выводы (анализ полученных результатов и их сравнение с целями, принятие решения о корректировке и повторе расчетов

ивыбора элементов).

Рис. 1. Примерная расчетная схема к определению характеристик и выбору элементов гидропривода рабочего органа вращательного действия

Результаты расчетов необходимоокруглять до трех значащих цифр, например: 104000; 1,04∙105; 0,000345; 3,45∙10-4.

Мощности, подводимые к рабочим органам Рро, определить или через сопротивление их движению (Fро или Тро) и скорость (vро или ро) или через заданную мощность первичного двигателя. Выбор алгоритма расчета зависит от содержания задания.

Для рабочего органа поворотного действия, приводимого гидроцилиндром,средняязавремяповоротамощностьРро = Еро/tро, где Еро — работа, которую необходимо совершить рабочему органу при его повороте на заданный полный угол роп; tро — продолжительность поворота.

1 1

Рис. 2. Расчетная схема к определению мощности привода рабочего органа поворотного действия и выбору гидроцилиндра:

а — кинематическая схема; б — график Тро = f( ро)

Работа Еро пропорциональна площади фигуры, ограниченной линией нагрузочной характеристики Тро = f( ро) и осями Тро и ро (рис. 2). Коэффициентами пропорциональности служат масш-

табные коэффициенты	и , т.е. Е	ро	= А		.
Т				Т
Единицы масштабных коэффициентов				и соответственно
			Т

Н∙м/мм и рад/мм.

Мощность дизельного двигателя Рд зависит от мощности рабочих органов Рро, одновременности ихработы и КПД передачд-ро от дизеля до каждого рабочего органа. Мощность дизеля Рд связана с максимальной суммой мощностей одновременно рабо-

тающих рабочих органов зависимостью:
Pдkвых max (Pроi/ д-роi),	(1)

где kвых — коэффициент снижения выходной мощности дизеля вследствие возможных колебаний нагрузки на рабочих органах. У дизелей с однорежимным регулятором колебания нагрузки на рабочих органах существенно сказываются на частоте вращения коленчатого вала. Для таких дизелей: kвых = 0,9 — при легком режиме работы; 0,8 — при среднем и 0,7 — при тяжелом режиме работы. Дизели с электронным управлением подачей топлива практически не изменяют частоту вращения коленчатого вала при изменениях нагрузки. При выборе таких дизелей принимать

kвых 0,95; д-роi = пн н н-м-б гд про —КПДпередачиотваладизеля до соответствующего i-го рабочего органа; н, н-гд-б, гд, про —

КПД насоса, трубопроводов и аппаратов на пути н-гд-б, гидродвигателя и механической передачи привода рабочего органа (если таковая есть). В предварительном расчете величину н-гд-б можно принять равной 0,95.

1 2

Количество одновременно работающих органов задается циклограммой работы машины (рис. 3). Если необходимые мощности рабочих органов заданы или определены, то по циклограмме можно найти отрезки времени, когда дизель наиболее нагружен, т.е. когда сумма мощностей одновременно работающих органов максимальна. Например, из циклограммы, изображенной на

рис. 3, видно, что max Рро равна 50 кВт.

РО3		10 кВт			Продолжительность рабочего цикла tц = 15 с
РО2					20 кВт
РО3								30 кВт
								15		Время t, c
5					10

Рис. 3. Пример циклограммы работы машины

Номинальное давление принимать с учетом мощности, подводимойкрабочемуоргану, ихарактеристиксерийновыпускаемых насосов, гидродвигателей и аппаратов. Чем мощнее привод, тем выше давление. Ориентировочно желаемое номинальное давле-

ние рном, МПа, можновычислитьпосоотношениюрном =2Рро0,6, где Рро — мощность на рабочем органе, кВт. Окончательно номи-

нальноедавление принимаютиз стандартногоряда: 6,3; 10; 12,5; 16; 20; 25; 32; 40 МПа с учетом параметров выпускаемых отечественными и зарубежными производителями комплектующих. При существенном различии мощностей, передаваемых каждой из передач, их номинальное давление может быть разным.Например, примощностиоколо5кВтэто 6,3МПа, апри мощности 100 кВт — 32 или 40 МПа.

Применение более высокого давления уменьшает производительность насоса, объем бака, диаметры условных проходов и габариты всех элементов, но повышает требования к прочности, качеству изготовления, обслуживания и ремонта.

Необходимую мощность на валу насоса Рпн, по величине которой выбирается насос, определить, например, через мощность, подводимую к рабочему органу Рро, и КПД передачи от вала насоса до вала рабочего органа пн-ро = н н-гд-б гд про.

1 3

Номинальная мощность выбранного насоса может отличаться от необходимой. Если выбран насос с ближайшей меньшей номинальной мощностью, его следует форсировать по частоте вращения вала. При выборе ближайшего большего по мощности насоса его придется дефорсировать по частоте.

Необходимая частотавращения вала насоса nн насоса связа-

на с необходимой мощностью Рпн соотношением:

Рпн н = рномQн = рномqнnн но, (2)

где рном — номинальное давление; Qн — производительность насоса; qн — рабочийобъем насоса; но — объемный КПД насоса.

Необходимую частоту nн обеспечить выбором передаточного отношения передачи между валами дизеля и насоса uпн = nд/nн, где nд — номинальная частота вращения вала дизеля.

Производительность насоса Qн определить через необходи-

мую частоту вращения вала nн и объемный КПД насоса но. Одновременно с насосами выбрать современные специальные

гидравлические масла (МГ) для зимних и летних условий эксплуатации, требуемую тонкость фильтрации, допустимый диапазон и оптимальное значение температуры для каждого из выбранных масел.

Внутренние диаметры трубопроводов dвн вычислить через расход Q и допустимую скорость масла v, назначаемую из условий ограничения потерь давления в трубопроводах. Рекомендованные скорости МГ: 5 м/с — в напорных; 2 м/с — в сливных и 1 м/с — во всасывающих линиях.

Толщины стенок жестких трубопроводов принять:

—для всасывающего и сливного 2–3 мм (из условия их соединений с аппаратами и другими трубопроводами);

—для напорного трубопровода — из условия прочности при максимальном давлении.

Минимальную толщину стенки напорного трубопровода

можно определить прочностным расчетом толстостенного трубопровода сучетомхарактеристиквыбраннойсталииназначенного максимального давлении МГ рmax:

		dвн
min
	2				2p	max			(3)

где dвн — внутренний диаметр трубопровода; [ ] 0,3 в —

1 4

допускаемое напряжение стали на разрыв; в — временное сопротивление стали, МПа (например, для стали 10 величинав = 340 МПа; для стали 20 в = 420 МПа; для стали 45 в = 600 МПа); pmax — максимальное давление МГ (принять равным максимальному давлению выбранного насоса).

Если толщина стенки получается неприемлемо большой, выбрать сталь с большей величиной в.

Наружные диаметры и толщины стенок трубопроводов должны быть стандартными. После выбора наружного диаметра и толщины стенки определить внутренний диаметр dвн и фактическую скорость МГ.

Гидромотор выбрать по необходимой мощности на его валу, которую можно вычислить через мощность рабочего органа или насоса и соответствующие значения КПД передач. Если выбирается гидромотор, номинальное давление которого больше номинального давления насоса, фактическая мощность гидромотора уменьшается пропорционально давлению насоса.

Номинальная мощность гидромотора может несколько отличаться от требуемой. Фактически реализуемая гидромотором мощность определяется мощностью подведенного к нему потока МГ, генерируемого насосом. Если выбран гидромотор с ближайшей меньшей номинальной мощностью, то при работе с выбранным насосом он будет форсирован по частоте. И наоборот.

Если используются насосы — моторы, то в гидропередаче насос и мотор принимать одной марки (например, аксиальнопоршневая гидромашина310.112 в гидропередачепринимается и в качестве насоса, и в качестве гидромотора).

Гидравлический цилиндр привода рабочего органа поступа-

тельного действия. Диаметр гидроцилиндра D, номинальное давление рном, сила на штоке при выталкивании Fшт, скорость vшт и перемещение штока Xшт связаны с силой Fро, скоростью vро и

перемещением Xро			рабочего органа зависимостями:				(4)
F	ро	= F	u		= р D2 /4,
			шт	про про	ном	ц
				Xро = Xшт/uпро,			(5)
				vро = vшт/uпро.			(6)

Если скорость рабочего органа менее 0,5 м/с, а его ход меньше максимального хода штока гидроцилиндра, тогда шток соединяют с рабочим органом непосредственно, т. е. без переда-

1 5

чи. Если же vро > 0,5 м/с или ход штока меньше необходимого перемещения рабочего органа, тогда между штоком и рабочим органом устанавливают повышающую передача и перебором значений uпро добиваются удовлетворения условий (4), (5) и (6). Это можно сделать, например, следующим образом:

а) принять первоначально скорость штока 0,5 м/с;

б)определитьпередаточноеотношениепередачиuпро =vшт/vро; в) вычислить необходимый ход штока Xшт = Xроuпро;

г) вычислить диаметр гидроцилиндра из условия (4);

д) по справочнику выбрать гидроцилиндр (D, d, Xшт min, …,

Xшт max);

е) сравнить необходимый ход штока с одним из стандартных ходов выбранного цилиндра.

Если выбранный цилиндр обеспечивает необходимый ход рабочего органа, выбор завершен. Если хода недостаточно, необходимо вернуться к пунктуб, принять скорость штока менее 0,5м/сиповторитьвыбор.Трех-четырех попыток, какправило, достаточно, чтобы получить приемлемый результат.

Гидроцилиндр привода рабочего органа поворотного дей-

ствияпервоначальноможно выбратьпо необходимойработеЕро, которую он должен выполнить при повороте рабочего органа на полный угол.

Гидроцилиндр при полном перемещении штока и номинальном давлении может совершить работу:

а) при выталкивании штока

		Ец = ХштFшт = Хштрном D цгм/4;									(7)
	б) при втягивании штока					= Х р (D2 – d2)
		Е	ц	= Х F	шт					/4.	(8)
				шт			шт ном		цгм
Е	Необходимая работа				Еро		определяется	по		зависимости
	ро	= А .
		Т
	Приравниваем совершаемую цилиндрами и необходимую ра-
боты:				zцEц про = Eроkз,
											(9)

где zц — число параллельно поставленных цилиндров (zц 1);про 0,98 — КПД, учитывающий потери энергии в шарнирах; kз —коэффициентзапаса, принимаемыйвзависимостиотформы графика Тро = f( ). Если этот график характеризуется двухили

1 6

трехкратной неравномерностью необходимого вращающего момента,тоkз =1,2…1,3.Прибольшейнеравномерностиkз = 1,4…1,6.

В уравнении (7) две неизвестные величины (D и Хшт), в уравнении (8) — три (D, d, Хшт). В первом случае следует вычислить необходимое значение комплекса D2Хшт, а затем по справочнику подобрать несколько цилиндров, комплексы D2Хшт которых по величине несколько больше требуемых. Если цилиндрработаетнавтягивание, тонеобходимоезначениекомплекса D2Хшт вычисляют, предварительно задавшись отношением между d и D (например, d = 0,5D; d = 0,6D или d = 0,7D).

Необходимо, чтобы скорость штока, вычисленная через параметры d и D и производительность насоса, была менее 0,5 м/с как при выдвижении, так и при втягивании штока.

Рассмотренное условие выбора цилиндра по равенству работ Ец и Еро является необходимым, но недостаточным. Окончательно цилиндр считается выбранным правильно, если он в любом положении рабочего органа может создать необходимый вращающий момент при давлении, не превышающем значения (0,85–0,9)рmax, где рmax — давление настройки предохранительного клапана первичной защиты. Такую проверку при проектировании машин выполняют после синтеза механизма, т.е. определения длины стойки и кривошипа.

Распределители выбрать по принципиальной схеме (числу линий и позиций, с открытым или закрытым центром), по расходу и давлению жидкости, а также по типу управления (мускульное, гидравлическое, электрическое, электрогидравлическое, пропорциональное).

Фильтры выбрать по тонкости фильтрации, расходу и максимальному давлению жидкости в тех линиях, в которых они установлены. Гидроприводы многих машин имеют общую сливную линию, в которую параллельно установлены несколько сливных фильтров. Их суммарная пропускная способность должна быть примерно на 20 % больше суммарной производительности всех насосов, а тонкость фильтрации не хуже той, которая указана в характеристиках насосов (обычно это 25 мкм, реже — 10 мкм). Сливные фильтры установлены в гидроприводах всех машин и рассчитаны на максимальное давление 0,63 МПа, а их переливные (предохранительные) клапаны открываются и про-

1 7

пускают МГ в обход засоренных фильтрующих элементов при давлении 0,3–0,35 МПа.

Вгидропередачах некоторых машин имеются всасывающие и напорные фильтры. Всасывающие фильтры должны оказывать минимальное сопротивление движению потока МГ из бака к насосу. Этого добиваются увеличением площади фильтрующей поверхности.

Внапорные линии вспомогательных контуров и систем сервоуправления необходимо поставить фильтры тонкой очистки.

Предохранительные клапаны первичной и вторичной защит выбрать по максимальному давлению и расходу МГ в защищаемой линии. По конструкции — это клапаны непрямого действия, неуправляемые или управляемые. Для разгрузки насосов при постановке распределителей в нейтральную позицию в схемах с закрытым центром в качестве первичной защиты необходимо поставить предохранительные управляемые клапаны непрямого действия.

3.2. Использование электродвигателя для привода насоса

Стационарные машины с гидроприводом имеют в качестве первичных двигателей, как правило, асинхронные трехфазные электродвигатели.

Электродвигатель, работающий в повторно-кратковременном режиме, выбирают по эквивалентной мощности:

Р	э		(Р2t )/t ,		(10)
			i i	ц

где Рi и ti — мощность на валу электродвигателя в i-м элементе рабочего цикла и его продолжительность; tц — продолжительность рабочего цикла.

Номинальная мощность выбранного электродвигателя Рном должна быть примерно равна эквивалентной Рэ. При этом максимальная необходимая мощность в отдельных элементах цикла не должна превышать значения, равного номинальной мощности, умноженной на отношение максимального момента выбранного электродвигателя к его номинальному моменту. Отношение максимального момента двигателей серии АИР к номинальному у различных типоразмеров различно. Например, у двигателя АИР132М4 это отношение равно 2,2, а у двигателя АИР180М4 оно равно 2,7.

1 8

Привод насоса от электродвигателя выполняется без ускоряющей или замедляющей передачи. Это означает, что насос должен иметь необходимую мощность при частоте вращения, равной номинальной асинхронной частоте вращения вала выбранного электродвигателя. Рекомендуется насос и электродвигатель выбирать одновременно из ряда насосов и электродвигателей с требуемой мощностью. Во многих случаях насос придется дефорсировать или форсировать по частоте, поскольку частоты вращения валов насоса и электродвигателя могут не совпадать. Допустимо также дефорсирование насоса по давлению.

						Таблица 1
	К выбору насоса и электродвигателя
Насос, необходимая мощность 45 кВт					Электродвигатель
Мар-	Частота	Номи-	Номи-	Мар-	Асин-	Номи-
ка	вращения	нальная	нальное	ка	хронная	нальная
	номи-	мощность	давление		частота	мощность
	нальная,	на валу,	рн ном,		вращения	Рд ном, кВт
	nн ном,	Рн ном, кВт	МПа		вала nд,
	об/с				об/с
Х1	30	40	16	Y1	16	40
Х2	20	42	25	Y2	24	50
Х3	20	50	32	Y3	48	50
Х4	16	55	40

Для примера приведена табл. 1, в которой символами Х1–Х4 обозначены марки приемлемых насосов, а символами Y1–Y3 маркиприемлемых электродвигателей.Какое сочетаниенасоса и электродвигателя выбрать, чтобы получить от насоса требуемую мощность?

Из приведенного в табл. 1 перечня приемлемым может быть, например, сочетание Х2–Y2. Насос Х2 при nн = nд = 24 об/с

имеет мощность Рнвх = Рн номnд/nн ном = 42∙24/20 = 50,4 кВт. Если такое превышение мощности недопустимо, насос следует де-

форсировать по давлению до величины р = рн ном∙45/50,4 = = 25∙45/50,4 = 22,3 МПа. Все остальные элементы гидропередачи можно выбирать на номинальное давление 25 или 32 МПа и дефорсировать до 22,3 МПа.

Многие фирмы выпускаютнасосы счастотамивращения вала, равнымисинхронным частотамкороткозамкнутых асинхронных электродвигателей (1000, 1500 и 3000 об/мин). Повышение

1 9

частоты вращения вала насоса до 3000 и более об/мин потребовало во всасывающей линии насоса избыточное давление, например, 0,2 МПа. В гидропередачах с замкнутым контуром такое давление может обеспечить подкачивающий насос, возвращающий в контур дренажные утечки и расход, отбираемый из контура для фильтрации и охлаждения. В гидропередачах с разомкнутым потоком это обеспечивает подкачивающий насос, включенный во всасывающую линию между баком и силовым насосом. Повышение частоты вращения вала и давления в напорной линии до 32–40 МПа позволило в два и более раз повысить мощность насосов и гидромоторов при сохранении прежних их габаритов.

3.3. Использование покупной насосной станции

Мощность, Вт, на выходе (в напорной линии) насосной станции: Рн = рнQн, где рн — номинальное давление, Па; Qн — расход в напорной линии, м3/с.

Мощности Рн с учетом потерь от насосной станции до гидродвигателей должно быть достаточно для привода одновременно работающих рабочих органов, т. е.:

Рн = max (Рроi/ i),

(11)

где max (Рроi/ i) — максимальная сумма мощностей одновременно работающих рабочих органов, приведенная к выходу

насоснойстанции; i = (н-гд-б)i гдi проi —КПД i-йпередачи на пути от насосной станции до i-го рабочего органа; н-гд-б — КПД,

учитывающий потери давления на пути от насосной станции до гидродвигателя и от гидродвигателя до бака; гд — КПД гидродвигателя.

Величину н-гд-б на стадии предварительного расчета можно принять 0,95, если длина трубопровода от насосной станции до гидродвигателя 5–10 м, а температура жидкости близка к оптимальной (30–50оС).При большейдлине трубопроводов инизкой температуре жидкости н-гд-б равен 0,9 и менее. Определить точнее величину н-гд-б можно гидравлическим расчетом после выборавсехкомплектующих, длинтрубопроводовисоставления хотя бы приближенной монтажной схемы. Тогда величину н-гд-б можно вычислить по формуле

2 0