Пример № 2

Выбрать гидромотор по следующим исходным данным нагрузки:

n_{и ном} =150 об/мин; n_{и max} =190 об/мин; n_{и min} =120 об/мин.

Решение.

Выбор гидромотора производим по параметрам номинального режима с учётом предельных параметров нагрузки:

Номинальный момент: ;

Номинальная мощность:

Параметры режима при максимальной скорости нагрузки:

;

Параметры режима при минимальной скорости нагрузки:

Выбор гидромотора выполняем по следующим параметрам:

N_{и max}= 9844 Вт; М_{и mах} = 495 Нм; n_{и ном} =150 об/мин;

Дополнительно необходимо учитывать, что n_{и max} =190 об/мин;

n_{и min} =120 об/мин.

Этим параметрам отвечает гидромотор типа МР-250/160 с паспорт-ной характеристикой:

‑ рабочий объём, см³/об: q_м=250;

‑ частота вращения, об/мин : n_{м ном} =240; n_{м max} =378; n_{м min} =8,0;

‑ рабочее давление (номинальное), МПа: р_{м ном}=16,0;

‑ номинальный крутящий момент, Нм: М_{м ном}=570;

‑ номинальная мощность, кВт: N_{м ном}=14,0;

‑ КПД: объёмный - η_{м об} =0,91; полный –η_м = 0,87;

‑ тип рабочей жидкости: масло индустриальное 20, 30 и 45;

‑ габаритные размеры, мм: длина – 326; ширина – 325; диаметр (высота) – 335;

‑ масса, кг: m= 83,5.

Определяем недостающие (в том числе паспортные) данные:

‑ гидромеханический КПД: η_{м гм} =η_м/η_{м об} = 0,87/0,91 = 0,956;

‑ коэффициент момента гидромотора: k_м=q_м/2=250/6,28=39,8 см³;

‑ коэффициент утечек гидромотора: =

;

‑ рабочее давление на входе в гидромотор при номинальном режиме работы нагрузки:

МПа

‑ давление на входе в гидромотор при максимальной нагрузке:

МПа

‑ максимальный расход Q_{м max}, потребляемый гидромотором:

где

- КПД гидромотора при максимальной скорости нагрузки.

5.1.2 Выбор гидроцилиндра

Основными параметрами для выбора гидроцилиндра являются рабочая нагрузка Р_и (номинальная Р_{и ном} и максимальная Р_{и max}) и максимальный рабочий ход l поршня. При этом, необходимо учитывать особенности работы гидроцилиндра.

На основании данных из приведенной ниже таблицы выбирают рабочее давление р_гц, за счёт которого осуществляется рабочий ход ; тип гидроцилиндра; вид уплотнения; принимают гидромеханический КПД η_{гц гм} и соотношение k=d|D между диаметром d штока и внутренним диаметром D (для поршневого гидроцилиндра).

Рекомендуемые параметры гидроцилиндров

Усилие , КН			До 20	10-50	30-100	50-250	150 и выше
Pабочее давление р, МПа			6,3	6,3 10	10 16	16 32	32 50
Механи-ческий к.п.д. гидроци-линдра	Поршне-вой гидроци-линдр	манжетное уплотнение	0,9	0,92	0,93	0,94	0,95
		уплотнение резиновыми кольцами	0,955	0,96	0,97	0,975	0,98
	Плунжер-ный гидроци-линдр	манжетное уплотнение	0,95	0,96	0,97	0,98	0,985
		уплотнение резиновыми кольцами	0,96	0,97	0,98	0,985	0,99
Отношение k = d/D (только для поршневых гидроцилиндров)			0,4	0,5	0,5	0,6	0,6
Объёмный КПД гидроцилиндра при уплотнении в гидроцилиндрах кольцами из масло-стойкой резины или манжетном уплотнении принимают = 1.

В зависимости от типа гидроцилиндра, особенностей его работы и принятой принципиальной гидросхемы привода решают вопросы реализации обратного (холостого) хода поршня ( гидравлический или механический – пружиной, внешней силой) и выбора рабочей полости (штоковая или поршневая) для поршневого гидроцилиндра.

После этого выполняют расчет гидроцилиндров. При этом, определяют диаметр поршня D и штока d гидроцилиндра, минимальную толщину δ стенки и δ_дн днища гидроцилиндра, расход Q₂ и давление р₂ на входе в гидроцилиндр, диаметры подводящих трубопроводов d_п и d_ш соответственно поршневой и штоковой полостей.

Диаметр поршня D гидроцилиндра рассчитывают из условия его статиче-ского равновесия:

(13)

где S – активная площадь рабочей полости гидроцилиндра ( S =S_п= πD²/4 – для поршневой рабочей полости; S =S_ш= πD² *(1-к²)/4 - для штоковой рабочей полости ); ∆р_сл - потери давления в трубопроводе сливной магистрали ( на этом этапе расчёта можно принимать ∆р_сл = (0,02 … 0,05)Мпа; S_x – активная площадь полости холостого хода ( S_x = S_ш= πD² *(1-к²)/4 – в случае поршневой рабочей полости; S_x =S_п= πD²/4 – в случае штоковой рабочей полости ).

На основании выражения (13) получим зависимости для определения диаметра поршня:

D ≥ (14)

- для поршневого гидроцилиндра при поршневой рабочей полости и для плунжерного гидроцилиндра;

D ≥ (15)

- при штоковой рабочей полости для поршневого гидроцилиндра.

Подсчитанное по формуле (14) или (15) значение диаметра поршня (плунжера)округляютдо ближайшегобольшегозначения в соответствие с нормальным (стандартным) рядом чисел по ГОСТ 12447-80. Вычисляют диаметр d штока гидроцилиндра:

(16)

и так же, как и D, округляют его.

Уточняют расчётные номинальное и максимальное давления в рабочей полости гидроцилиндра:

; (17)

Давление р₂на входе в гидроцилиндр определяется с учётом гидромеханического КПД:

. (18)

Далее, по скорости нагрузки вычисляют номинальный Q_{2 ном}, минимальный Q_{2 min}и максимальный Q_{2 max}расходы рабочей жидкости :

; (19)

Минимально допустимые значения диаметров подводящих отверстий d_пи d_ш, соответственно поршневой и штоковой полостей определяют по максимальному расходу масла, приняв среднюю скорость масла в этом отверстии u_о= 5 м/с :

(20)

и округляют его до ближайшего большего стандартного значения. В заключении определяются минимальные значения толщины δ боковой стенки и толщина δ_днднища гидроцилиндра:

(21)

где р_у= 1.25 р_{гц max}- условное давление, [σ] = 150 МПа –допустимое нормальное напряжение, с = (3…5) мм – запас прочности по толщине на расточку и коррозию.