РГЗ

Типоразмер каждого элемента оборудования – гидроцилиндра, дросселей, распределителей потока, насоса, фильтра, предохранительного клапана – необходимо уточнить после выполнения расчета гидропривода.

Далее, используя литературу [2, 5, 6, 7, 8, 9], необходимо изучить и описать работу каждого элемента применяемой гидроаппаратуры, а также дать краткий анализ как отдельных элементов, так и схемы гидропривода в целом.

При этом следует осветить общие вопросы, характеризующие основные элементы оборудования [2, 8, 10], привести классификацию, отличительные особенности элементов, указать область их применения, перечислить достоинства и недостатки выбранных типов элементов, отметить требования, предъявляемые к эксплуатации, а также факторы, влияющие на работу гидропривода и его составных частей

[1, 2, 8, 9, 10].

6.2. Расчет основных параметров гидроцилиндра

Основными параметрами поршневого силового гидроцилиндра с односторонним штоком являются:

S – площадь поршня в рабочей полости гидроцилиндра,

м2;

S1 – площадь поршня в штоковой полости гидроцилиндра, м2;

D – диаметр поршня; d – диаметр штока, м;

F, F1 – усилия, развиваемые при прямом и обратном ходах поршня, Н;

V, V1 – скорости прямого и обратного ходов поршня,

м/с.

S D2 ; 4

S1 D2 d2 . 4

При рабочем ходе поршня, когда поршневая (рабочая)

10

полость соединена с напорной линией, а штоковая – со сливной, развиваемое усилие составляет

F kтр Sp S1 pсл ,

где kтр 0,9 0,98 – коэффициент, учитывающий поте-

ри на трение пары поршень-цилиндр (в расчете принимаем kтр 0,9;

р – рабочее давление жидкости в напорной линии, Па; рсл – давление жидкости в сливной линии, Па. Примем допущение, что давление в сливной линии, как

при рабочем, так и при обратном ходе поршня, составляет 2% от давления рабочей жидкости в напорной линии. Тогда эффективное давление, действующее на поршень и обеспечивающее заданное усилие рабочего хода, составляет

р1 0,98р ,

а само усилие можно определить из уравнения

F kтр D2 p1 . 4

Требуемая для его обеспечения величина диаметра поршня составляет, м,

D	4F	.

p1 kтр

Основные параметры гидроцилиндров регламентируются ГОСТ 6540-68. Для диаметров поршня D (мм) установлен следующий ряд (в скобках приведены значения дополни-

тельного ряда): 10; 12; 16; 20; 25; 32; (36); 40; (45); 50; (56); 63; (70); 80; (90); 100; (110); 125; (140); 160; (180); 200; (220); 250; (280); 320; (360); 400; (450); 500; (560); 630; (710); 800; (900).

Полученное из последнего выражения значение диаметра поршня округляем до ближайшего большего значения стандартного ряда и в соответствии с выбранным по ГОСТ значением D (м) уточняем развиваемое усилие рабочего хода

F kтр D2 p1

4

11

При обратном ходе поршня, когда поршневая полость гидроцилиндра соединяется со сливной магистралью, а штоковая – с напорной, усилие на штоке составляет

F1 kтр Sp Spсл .

С учетом принятого допущения о том, что давление рабочей жидкости в сливной линии составляет 2% от давления в напорной линии, усилие обратного хода

F1 kтр D2 d2 p1 . 4

В большинстве случаев при проектировании гидроприводов скорость обратного хода (V1) задается большей, чем скорость рабочего хода (V). При этом, если известно численное значение V/V1, диаметр штока подсчитывается по формуле

dD1 V/V1 .

Вданном случае принимаем: V 0,03 м/с, V1 0,04

м/с. Тогда эффективная мощность, кВт, развиваемая гидроцилиндром при рабочем ходе, составляет

F V

Nэ 1000 .

6.3. Расчет гидросети

Гидросистемы гидроприводов можно классифицировать по давлению, способу регулирования и виду циркуляции.

По давлению различают гидроприводы низкого (до 1,6 МПа), среднего (1,6 6,3 МПа) и высокого (6,3 20 МПа) давлений. Первые применяются, главным образом, в автоматизированных системах управления рабочими органами, где нагрузки невелики, а колебания давления незначительны. Приводы среднего давления применяются наиболее часто, обеспечивая высокие жесткость и точность; их преимущество – возможность использования дешевых пластинчатых и шестеренных насосов. Приводы высокого давления на базе

12

поршневых насосов обеспечивают возможность получения большой выходной мощности при ограниченных размерах электродвигателей.

Скорость выходного звена может изменяться регулируемыми гидромашинами (насос, мотор) в гидроприводах с объемным регулированием или с помощью аппаратов, регулирующих расход масла, в гидроприводах с дроссельным регулированием. Первый способ более экономичен, однако требует применения более сложных и дорогих гидромашин. Кроме того, в этом случае быстродействие гидропривода ограничивается временем, необходимым для изменения подачи насоса или рабочего объема гидромотора.

При дроссельном способе регулирования в гидросистеме устанавливается регулируемое гидравлическое сопротивление (дроссель или регулятор расхода), которое ограничивает расход масла, поступающего к гидродвигателю. При этом следует иметь в виду, что потеря давления в дросселе, равная 1 МПа, вызывает разогрев вытекающего из него масла на 0,6° К. Однако в этом случае не требуются регулируемые агрегаты и существенно повышается быстродействие привода.

Сокращение потерь энергии и одновременно высокое быстродействие можно получить в гидроприводах с объем- но-дроссельным регулированием.

Наибольшее применение получили приводы с гидросистемой разомкнутой циркуляции, в которой масло из бака всасывается насосом и затем снова сливается в бак.

При проектировании гидропривода на основании технического задания анализируются различные варианты принципиальной гидросхемы. При этом решаются вопросы техники безопасности, в том числе при различных нарушениях в работе гидрооборудования (случайные падения давления, сгорание обмотки электромагнита, засорение малых отверстий); вводятся блокировки, исключающие возможность несовместимых движений, падения вертикально движущихся рабочих органов, включения движений при отсутствии смазки и т.п.; обеспечивается необходимый минимум

13

регулировок.

Особое внимание уделяется сокращению энергетических потерь. Сложной технической проблемой является поддержание теплового режима гидросистемы, в которой имеются значительные потери энергии вследствие дросселирования масла. Поэтому насосные установки, представляющие собой совокупность насосных агрегатов и гидробака, как правило, комплектуются кондиционерами рабочей среды (фильтрами, маслоохладителями).

Мощность электродвигателей насосных установок определяется в зависимости от подач насосов и требуемого давления в линии нагнетания.

Для рассматриваемого гидропривода поступательного действия при рабочем ходе объемные расходы жидкости через патрубки поршневой и штоковой полости гидроцилиндра соответственно равны

Q SV ;

об

Q1 S1V ,

об

где об 0,95 – объемный КПД гидроцилиндра.

При обратном ходе поршня эти расходы составляют

Q SV1 ;

об

Q1 S1V1 ,

об

Мощность, потребляемая гидроцилиндром при рабочем ходе, кВт

Nц p1Q . 1000kтр

Для правильного подбора насосного агрегата необходимо определить потери давления в гидросети, обусловленные имеющимися гидравлическими сопротивлениями.

Известно, что режим течения жидкости по трубопрово-

14

ду, а, следовательно, и величина потерь на трение зависят от его диаметра.

Определим внутренний диаметр трубопровода, считая его постоянным по всей длине гидросети

4Q dт Vж ,

где Vж – скорость движения рабочей жидкости по тру-

бопроводу, принимаем равной 5 м/с.

В гидроприводах применяют стальные бесшовные холоднодеформированные трубы по ГОСТ 8734-75, медные трубы по ГОСТ 617-2006, алюминиевые трубы по ГОСТ 18475-82, латунные трубы по ГОСТ 494-90 и рукава высокого давления по ГОСТ 6286-73. Для внутренних диаметров трубопровода dт (мм) установлен следующий ряд: 8; 11; 15; 20; 27; 36; 44; 52.

Полученное из последнего уравнения значение внутреннего диаметра трубопровода округляем до ближайшего большого значения стандартного ряда и в соответствии с выбранным ГОСТ значением dт (м) определяем уточненное значение скорости рабочей жидкости

4Q Vж dт2 .

Ограничение скорости рабочей жидкости в трубопроводах гидросети (по рекомендациям [2, 9] не более 5м/с) обусловлено необходимостью обеспечения минимального уровня потерь давления жидкости при ее движении. Потери давления в гидроприводе складываются из потерь в аппаратах и трубопроводах. Потери давления в гидроаппаратах зависят от величины расхода жидкости. В технических характеристиках элементов гидроаппаратуры приводятся потери давления при наибольшем рекомендуемом (номинальном) расходе рабочей жидкости.

Если расход меньше номинального, потеря давления определяется по уравнению

15

	р1			Q1	2
						,
	рн
			Qн

где р1 – потери давления в гидроаппарате при расходе

Q1 ;

рн – потеря давления при номинальном расходе (паспортные данные).

Потери давления в трубопроводе зависят от его проходного сечения, расхода жидкости, общей длины, а также поворотов, разветвлений, сужений и расширений. Поэтому точный расчет потерь давления гидросистемы можно сделать только после детальной разработки монтажной схемы гидросети. Эта задача упрощается, когда расчет ведется в предположении, что монтажная схема полностью соответствует принципиальной (рис. 1), а все гидроаппараты и трубопроводы располагаются в одной горизонтальной плоскости.

Различают два режима течения реальной жидкости: ламинарный, когда частицы жидкости движутся параллельно стенкам трубопровода, и турбулентный, когда движение частиц приобретает неупорядоченный характер.

Режим течения однозначно определяется величиной безразмерного числа Рейнольдса Re. Для каналов круглого сечения его значение подсчитывается по уравнению

Re Vжdт , v

где v – кинематический коэффициент вязкости, м2/с. Ламинарный режим течения переходит в турбулентный

при определенном, критическом значении Reкр 2320, для круглых гладких труб и Reкр 1600 – для резиновых рукавов.

Если Re Reкр – течение ламинарное, если Re Reкр – турбу-

лентное.

Потери давления (Па) на цилиндрическом прямом отрезке трубопровода, обусловленная сопротивлением трения жидкости, вычисляются при ламинарном режиме течения по известной формуле, полученной из уравнения Пуазейля

16

		L	V 2
pl				ж	,
		dт
			2

где L – общая длина трубопроводов гидросети, м;

– плотность рабочей жидкости, кг/м3 ( в работе принимается равной 850 кг/м3);

64 – безразмерный коэффициент сопротивле-

Re

ния трения при ламинарном режиме течения.

Если технические условия на проектирование гидросети оговаривают возникновение дополнительных сопротивлений по длине, обусловленных искажением цилиндричности трубы, а также охлаждением слоев жидкости, сопровождающимся повышением вязкости, безразмерный коэффициент сопротивления трения для ламинарного режима составляет

75 . Re

Турбулентный режим течения в трубопроводе постоянного сечения сопровождается рассеиванием кинематической энергии в результате беспорядочного движения частиц жидкости.

Потери давления в трубопроводе при стационарном турбулентном течении определяются по известному уравнению

		L	V 2
pl т	т			ж	,
		dт
			2

где т – коэффициент потерь при турбулентном течении, зависящим от Rе и относительной шероховатости внутренней поверхности трубопровода.

Для гидравлически гладкого трубопровода этот коэффициент вычисляется по полуэмпирической формуле

			68		0,0002	0,25
	т	0,11				.
			Re		dт

Потери давления в гидросети обусловлены также и различными местными сопротивлениями при течении жидкости

17

через элементы гидроаппаратуры и арматуру.

Потери давления в местных сопротивлениях выражаются в долях скоростного давления и для всей гидросети подсчитываются по уравнению

рм Vж2 , 2

где – коэффициент сопротивления для ряда по-

следовательно расположенных местных сопротивлений. Его величина равна сумме соответствующих коэффи-

циентов последовательно расположенных местных сопротивлений

1 2 ... n .

При расчетах гидросистем пользуются опытными данными по коэффициентам , определяемым путем стендовых проливок конкретных гидроагрегатов и элементов арматуры. Такие данные для наиболее характерных местных сопротивлений представлены в табл. 1.

	Таблица 1
Вид местного сопротивления	Значение
Золотниковый распределитель	2-4
Обратный клапан	2-4
Предохранительный клапан	2-3
Дроссель	2
Фильтр рабочей жидкости	3-4
Внезапное расширение потока	0,8-0,9
Колено, изогнутое под углом 90°	0,15-0,2
Прямоугольный тройник	0,9-1,2

Применительно к рассматриваемой гидросети (рис. 1) коэффициент сопротивления определяется по уравнению

2 др 6 кол зол ф тр 4 1,2 3,8 4 1 14

,

где др , кол , зол , ф , тр – соответственно выбранные

18

по опытным данным коэффициенты сопротивления для дросселя, колена, золотника, фильтра и прямоугольного тройника.

Общие потери давления в гидросистеме складываются из потерь, обусловленных сопротивлением трения жидкости, и потерь давления в местных сопротивлениях

р0 рl pм .

6.4. Расчет основных рабочих параметров насосного агрегата

Давление рн , развиваемое насосом, расходуется на создание необходимого рабочего давления в напорной полости гидроцилиндра р1 , а также на компенсацию общих потерь давления в гидросети

рн р1 p0 .

По наибольшему рабочему давлению, развиваемому насосом, выбирают давление настройки предохранительного клапана и указывают его на принципиальной схеме гидропривода.

Мощность насоса, кВт, рассчитывается по уравнению

Nн рнQ ,

1000 н

где н – общий коэффициент КПД насоса (выбирают по технической характеристике насоса, в данном случае принимаем н 0,8).

По рассчитанной Nн выбирается приводной электродвигатель ближайшей большей мощности.

Коэффициент полезного действия гидропривода определяется по уравнению

Nэ .

Nн

Для данного гидропривода с дроссельным регулированием скорости объем рабочей жидкости в гидробаке, м3, рекомендуется выбирать равным четырехкратной минутной

19